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 I CU POMPA DE INJECIE UNIC SAU UNITAR 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 INIIALI 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: ....................................................................................... 10 2.2.3. CALCULUL GRADULUI DE UMPLERE A CILINDRULUI: ................................................................................................ 11 2.2.4. CALCULUL PRESIUNII FLUIDULUI PROASPT DIN CILINDRU LA SFRITUL 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 PROASPT DIN CILINDRU LA SFRITUL CURSEI DE ADMISIE (TA) ........................... 14 2.2.8. CALCULUL VITEZEI MEDII A FLUIDULUI PROASPT DIN GALERIA DE ADMISIUNE (WGA) ................................................. 14 2.2.9. CALCULUL VITEZEI MEDII A FLUIDULUI PROASPT N SECIUNEA OFERIT DE SUPAPA DE ADMISIE (WSA) ........................ 14 2.3. CALCULUL PROCESULUI DE COMPRIMARE ............................................................................................................... 14 2.4. CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE ....................................................................................................................... 15 2.4.1. DETERMINAREA COMPOZIIEI AMESTECULUI INIIAL ................................................................................................ 16 2.4.2. DETERMINAREA COMPOZIIEI PRODUSELOR DE ARDERE ............................................................................................ 17 2.4.3. CALCULUL COEFICIENTULUI DE VARIAIE MOLAR AI PROCESULUI DE ARDERE ............................................................ 17 2.4.4. CALCULUL CLDURII SPECIFICE LA VOLUM CONSTANT A AMESTECULUI INIIAL ............................................................ 18 2.4.5. CALCULUL CLDURII SPECIFICE LA VOLUM CONSTANT A GAZELOR DE ARDERE ............................................................. 18 2.4.6. CALCULUL TEMPERATURII MAXIME ATINSE N CILINDRU ........................................................................................... 19 2.4.7. CALCULUL PARAMETRILOR TERMODINAMICI AI PROCESULUI DE ARDERE ..................................................................... 20 2.5. CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE ................................................................................................................. 21 2.6. DIAGRAMA INDICAT N COORDONATE P-V ............................................................................................................ 22 2.7. DIAGRAMA INDICAT DESFURAT N COORDONATE P- ......................................................................................... 24 2.8. PLANIMETRAREA DIAGRAMEI INDICATE .................................................................................................................. 25 2.9. CALCULUL PARAMETRILOR INDICAI AI CICLULUI MOTOR: ....................................................................................... 25 2.10. CALCULUL PARAMETRILOR EFECTIVI AI MOTORULUI .............................................................................................. 26

BIBLIOGRAFIE ............................................................................................................................................... 29

3

1. Introducere

1.1. Sisteme cu injector unitar i cu pompa de injecie unic sau unitar gestionate electronic

Sistemele cu injector unitar (UI) i pomp de injecie unitar (PU) asigur pentru motoarele actualmente existente, la care adaptarea dispozitivelor gestionate electronic este simpl i ieftin, reducerea noxelor, a zgomotului, a consumului de combustibil precum i o foarte bun adaptabilitate la regimul de funcionare.

n figur se prezint schema bloc a UEC cu traductoarele i comenzile specifice unui motor diesel cu gestiune electronic, inclusiv pentru sistemul de injecie.

Schema de ansamblu a UEC i funciile sale

Unitatea electronic de calcul funcioneaz dup cele expuse n paragraful precedent.n figur este schema de ansamblu i inclusiv segmentul din UEC care comand IU respectiv PU.

Schema de comand electronic pentru IU i UP

4

n raport cu regimul de funcionare al motorului, subansamblele din schema de mai sus asigur avansul la injecie i doza de combustibil injectat pe ciclu, optime.

Sistemele IU i PU dispun de ventile magnetice comandate prin bobine electromagnetice, electronic, fiind alimentate de o pomp cu un singur cilindru, cu piston obinuit, comparativ cu sistemele clasice, cu piston cu canal elicoidal pentru reglarea nceputului injeciei i a debitului injectat, folosite nc la motoarele de autocamioane.

La sistemele cu injector unitar (IU) toate componentele care realizeaz injecia de nalt presiune (pompa cu piston i injectorul propriu-zis, inclusiv ventilul magnetic) sunt nglobate n acelai corp.n cazul pompei de injecie unitar (PU) ventilul comandat electronic face corp comun cu elementul de pomp cu piston i printr-o conduct scurt de foarte nalt presiune se face legtura cu injectorul.

Seciune prin sistemul injector unitar (IU)

Sistemul IU este montat direct n chiulas, pistonul pompei de injecie fiind antrenat direct de un culbutor. Componentele importante sunt pistonul principal cu arc de readucere, un pistona pentru descrcarea traseului cu combustibil susinut de ctre bobina comandat de ctre UEC i care constituie de fapt acul diuzei injectorului.Injecia se realizeaz n dou secvene:- preinjecia la 300 bar pentru care ridicarea acului pulverizatorului se realizeaz sub efectul presiunii combustibilului, asigurndu-se astfel doza de combustibil necesar reaciilor pregtitoare arderii ceea ce realizeaz un mers linitit al motorului, optimiznd i arderea propriu-zis din punct de vedere al reducerii consumului de combustibil i al noxelor.- injecia propriu-zis la 2000 bar, comandat de ctre UEC, cu ridicarea acului pulverizatorului de ctre bobina electromagnetic.

Sistemul PU are pompa de injecie de foarte nalt presiune montat direct n blocul motor antrenat fiind de ctre o cam special de pe arborele cu came ce comand i distribuia, legtura cu injectorul de construcie special plasat n chiulas fcndu-se prin conducta de mare presiune.

5

n figur este prezentat o seciune prin pompa de injecie.

Seciune prin pompa de injecie de tip UP

Ventilul pentru controlul injeciei este montat n partea superioar a pompei unitare, n acest caz comandndu-se cu bobina electromagnetic preinjecia la 300 bar, existnd i n cazul soluiei n discuie un pistona auxiliar pentru ntreruperea injeciei de joas presiune. Apoi urmeaz injecia principal la 1800 bar.

Soluia de tip PU se realizeaz n serie ncepnd cu anul 1997, testele dovedind durate de funcionare fr defeciuni de 55000 ore.

Din cele de mai sus rezult c procesul de injecie n motorul diesel, cu o influen covritoare asupra reducerii consumului de combustibil, al noxelor i al zgomotului, poate fi asigurat prin realizarea unor presiuni la injector de pn la 2000 bar, folosind UEC care are memorate date de stand cu condiiile optime de injecie, utilizate fiind la autovehiculele moderne, recent fabricate.

Materializarea dezideratelor definite este realizat de ctre firma Bosch GmbH folosind sistemele cu injector unitar (IU) i pompa de injecie unitar (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. de

Cilindree totala Cursa

Alezajul Raport de Tip

Putere maxima efectiva

Turatia la Pmax

Moment maxim efectiv

Turatia la Mmax Nr. de 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 1,006111,000

0 9,4124 13,7500 31,5596 26,0367

2 Lada Niva 4 1905 83 88 23,5 D 47 4600 118 2070 2 0,943212,726

7 6,4362 11,7500 23,2758 19,3189

3Mahindra MM

54Q 4 2498 94 90 23 D 53 4000 149 2000 2 1,044412,533

3 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 0,960213,520

0 6,9691 13,7500 26,7541 22,6072

6 Opel Corsa 4 1686 79 86 22 D 44 4400 112 2650 2 0,918611,586

7 7,1174 11,0000 23,9706 18,9368

7 Opel Astra 4 1598 79 81,5 9,6 ES 55 5200 128 2600 2 0,969313,693

3 7,9426 13,7500 33,3634 26,3571

8 Peugeot 306 4 1900 83 88 23 D 50 4000 120 2000 2 0,943211,066

7 7,8947 12,5000 24,7615 20,5520

9 Proton 420 4 1998 82,7 92 22,2 D 60 4500 172 2500 2 0,898912,405

0 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 iniiali 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 =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 =21,5, s-a ales pe baza studiului motoarelor similare cu cel din tema

de proiect;- coeficientul de dozaj =1,5, s-a ales in intervalul: 1,42 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 aer=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

]/ [00,111030

40005,821030

33 smnSWP =

=

=

] [55 max KWPe =

]/ [75,134

55 max1 cilKWi

PP ee ===

]/ [37,314438,0

55 cilKWiV

PP

S

eL =

=

=

] [438,0]m438000 [m5,82482

433

22

dmSDVS ==

=

=

pipi

Parametrii fazelor de distribuie:

8

- avansul la deschiderea supapei de admisie aDSA: aDSA =1020 [oRA ] ;

aDSA = 17 [oRA] ; - intarzierea la inchiderea supapei de admisiune iiSA: iiSA = 4570 [oRA ] ; iiSA = 68 [oRA] ; - avansul la deschiderea supapei de evacuare aDSE: aDSE = 4060 [oRA];

aDSE = 55 [oRA] - intarzierea la inchiderea supapei de evacuare iiSE: iiSE= 1530 [oRA] ; iiSE=25 [oRA] - coeficientul de postumplere pu

pu=0,080,25se alege pu=0,12.

- coeficientul global a rezistentei gazodinamice a traseului de admisie a a=48

se alege a=5- coeficientul de debit a sectiunii oferite de supapa de admisie SA

SA=0,40,65se alege SA=0,60

- factorul de profil a camei ce actioneaza supapa de admisie fpc fpc=0,951,3se alege fpc=1,15.

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

- Inaltimea maxima de ridicare a supapei de admisie de pe scaunhmax=69 mm pentru D100 mmse alege hmax=8 mm

- incarcarea fluidului proaspat la peretii calzi ai traseului de admisie: T=1540 K pentu MAS T=1025 K pentu MACSe alege T=20 K

- presiunea din cilindru la sfarsitul cursei de evacuarepg=1,051,2 daN/cm2se 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=9001200 K pentru MASTg=700900 K pentru MACSe alege Tg=800 K

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

Lmin=14,71 comb

aer

kgkg

.

9

2.2.2. Calculul parametrilor constructivi ai motorului:

- cilindreea unitara [ ]3 4383,0437,3155 dm

iPP

VL

eS =

=

=

- cursa pistonului [ ]mmn

WS P 5,8210400000,1130

1030

33 =

=

=

- alezajul cilindrului [ ]mmS

VD S 24,825,82104383,04104 66

=

=

=

pipi

- diametrul exterior al talerului supapei de admisie[ ]mmDd SA 12,4124,825,05,0 ===

- diametrul exterior al talerului supapei de evacuare[ ]mmdd SASE 90,3212,418,08,0 ===

- diametrul sectiunii libere [ ]mmdd SAoa 90,32812,418 ===- inaltimea relativa de urcare a supapei de admisie

28,022,0max =oad

h

243,0=relh

- durata procesului de admisie:a=aDSA+180o+iISA=17o+180o+68o=265 [oRA]

- durata procesului de evacuare:e=aDSE+180o+iISE=55o+180o+25o=260 [oRA]

- sectiunea litrica a supapei de admisie:

10

=

=

=

lmSL

lmSL

SDd

dh

fSL

Sa

Sa

oa

oapcSa

24

22

62

max

105,8

5,82

12,82

90,3290,32

845cos15,1474,1

101cos 474,1

pi

pi

Se observa ca sectiunea litrica se incadreaza in intervalul recomandat: ( )

lm24 10155 .

2.2.3. Calculul gradului de umplere a cilindrului:

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

- gradul de incalzire a fluidului proaspat:

067,129820298

=

+=

+=

o

o

TTT

- densitatea aerului atmosferic in conditii STAS de incercare a motorului cu aprindere interna, 0aer;Se cunosc: To=298 K po=750 [mmHg]=1 bar=1 daN/cm2Conditii normale: Taer=273 K paer=760 [mmHg]=1,013 daN/cm2 aer=1,293 kg/m3

[ ]30 / 1693,1298273

013,11293,1 mkg

TT

pp

o

aer

aer

oaeraer ===

- exponentul adibatic a fluidului proaspatka=1,4

- viteza sunetului in fluidul proaspat

===

smTRKa ofpafp 346298 2871,4

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

11

( )

( )

=

++

=

=

+=

+

=

11

11

1111

1101 81

180)1(105,0

11

1

0

0

00

1

22

22

26

22

20

2

05

0

0

0

vg

gr

a

v

ag

vpua

rpuoa

kk

saasa

v

fp

agaa

pvaa

fpaga

rpua

av

TT

pp

ppk

pp

kTT

SLn

akpp

WdDpp

TT

pp

a

a

Obs.: Folosind metoda substitutiei pentru necunoscutele raagav Tpp ,,,, se ajunge la urmatoarea ecuaie cu o singura necunoscuta v:

( )[ ]1

22

22

26

22

20

2

05

0

0

11018111

180)1(105,0

)1()1(

+=

=

+

+

a

a

kk

saasa

v

fp

aa

Pvaa

a

gpuav

SLn

akk

WdDfpp

pkp

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

Variatia membrilor ecuatiei in functie de v

v 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 0,960Mem_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_dr27,24

227,10

126,95

526,80

626,65

426,49

826,33

826,17

626,01

025,84

125,66

925,49

325,31

525,13

4 24,949

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

12

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 0,98Gradul de umplere

Mem

brul

st

ng

M

embr

ul d

rept

Membrulstng

Membruldrept

ita_v

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

2.2.4. Calculul presiunii fluidului proaspt din cilindru la sfritul cursei de admisie (p a)

=

+

+=

+

+=

2

0

857,0

)15,21(4,1115,1)12,01()15,21(4,1067,1902,01

)1(1)1()1(

cmdaNp

p

kpkp

p

a

a

a

gpuava

Valoarea lui pa se incadreaz in intervalul (0,70,9) recomandat de [1].

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

= gap 22

2

2

00,11902,0265180

9,322,82169,16000005,01

= gap 0,938 [daN/cm2]

2.2.6. Calculul coeficientului de gaze reziduale ( r)

( )15,21902,01

800298

115,1

=r

= r 0,023

13

Se observ c r se ncadreaz n intervalul (00,03) recomandat de [1].

2.2.7. Calculul temperaturii fluidului proaspt din cilindru la sfritul cursei de admisie (Ta)

( )

++

=

1857,0

067,1902,014,1

115,1

5,201

067,1902,0112,014,1

023,012,01067,1298aT

= aT 328,87 KSe observ c Ta se ncadreaz n intervalul (310400)K recomandat de [1].

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

=

=

=

smW

W

smW

dDW

ga

ga

apv

aga

12,42

26518000,11902,0

9,322,82

180

2

2

20

2

2.2.9. Calculul vitezei medii a fluidului proaspt n seciunea oferit de supapa de admisie (Wsa)

=

=

=

smW

W

sm

SLnW

sa

sa

saasa

vsa

24,160

105,81

26540006

6,0902,010

1610

43

3

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 i 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 politropic cu un exponent politropic constant notat cu mc.

Ecuatiile transformarilor politropice sunt:

[ ]KVVTT

cmdaN

VVpp

c

c

m

x

aax

m

x

aax

1

2

=

=

mc corespondentul politropic al procesului de comprimare.

14

Din [1] se adopt mc=(1,341,4) mc=1,34.

Vx valoarea momentan a volumului ocupat de fluidul motor n timpul cursei de comprimare.px,Tx presiunea respectiv temperatura momentan a fluidului motor corespunztoare volumul

Vx.Se consider 10 valori ale volumului Vx situate la distane egale n intervalele [Vc,Va] i

rezultatele se trec n tabel.

[ ]

[ ]3

3

459,015,21

5,21,0

1

021,015,21

1438,0

11

dmV

V

VV

dmV

V

VV

a

a

sa

c

c

sc

=

=

=

=

=

=

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 52,308Tx 328,87 341,63 356,60 374,54 396,66 425,03 463,57 521,01 623,39 933,37

[ ]KTcmdaNp

c

c

933

3,52 2

=

=

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

[ ]KTcmdaNp

c

c

950...500

75...50 2

=

=

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:

15

=

=

=

kgkjQ

QkgkjQQ

u

u

uu

38502

4185092,0

)33(

unde: Q puterea caloric a motorinei Valorile recomandate al lui 94,0...88,0=u . Alegem 92,0=u .

2.4.1. Determinarea compoziiei amestecului iniial

Amestecul initial de gaze aflate in cilindru la inceputul procesului de ardere este format din aer si combustibil care a patruns in cilindru n 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 Lmin cu relaia:

=

+=

+=

kgkmolL

L

ohcL

4969,0

3201,0

4133,0

12857,0

21,01

3241221,01

min

min

min

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:

=

+=

+=

kgkmol

L

i

i

ci

754,0

1077,84969,05,1 3min

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

==

kgkmol

M cc

31077,81

Mc=114 [kg/kmol]

=

=

=

kgkmol

r

r

rir

017,0

023,0754,0

r -numarul de kmoli de gaze reziduale Numarul de kmol de amestec iniial:

=

+=

+=

kgcombkmol

ai

ai

riai

771,0

017,0754,0

16

2.4.2. Determinarea compoziiei produselor de ardere

La MAC in urma arderii rezulta urmatoarele substante 2222 ,,, ONOHCO .Numarul de kilomoli de CO2 din substanta finala notati cu ( 2CO ) se determinata cu relatia:

=

=

=

kgcombkmol

c

CO

CO

CO

071,0

12857,0

2

2

2

2

Numarul de kilomoli de H2O rezultati din ardere ( OH 2 ) se determinata cu relatia:

=

=

=

kgcombkmol

h

OH

OH

OH

067,0

2133,0

2

2

2

2

Numarul de kilomoli de 2N rezultati din ardere ( 2N ) se determinata cu relatia:

=

=

=

kgcombkmol

L

N

N

N

589,0

497,05,179,079,0

2

2

min2

Numarul de kilomoli de 2O rezultati din ardere ( 2O ) se determinata cu relatia:( )( )

=

=

=

kgcombkmol

L

O

O

O

01,0

497,015,2121,0121,0

2

2

min2

Numrul de kilomoli de substane finale f :

=

+++=

+++=

kgkmol

f

f

ONOHcof

779,0

01,0589,0067,0071,02222

Numrul de kilomoli de gaze de ardere ga :

=

+=

+=

kgkmol

ga

ga

rfga

796,0

017,0779,0

2.4.3. Calculul coeficientului de variaie molar ai procesului de ardere

Coeficient chimic de variatie molara:

17

032,1754,0779,0

=

=

=

c

c

i

fc

Coeficient total de variatie molara:

031,1771,0796,0

=

=

=

t

t

ai

gat

2.4.4. Calculul cldurii specifice la volum constant a amestecului iniial

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 :

=

++

+

+++

=

++

+++

=

kmolKkjC

C

TbaL

TbaL

LC

vai

vai

cccC

Ccaa

Cvai

32,25

) 9331046,21998,101(1077,8497,05,1

1077,8

)9331051,267,19(1077,8497,05,1

497,05,1

) (min

)(min

min

33

3

33

31051,2,67,19 == aa ba - coeficientii caldurii specifice ai aerului conform [1] tabelul 4.631046,219,98.101 == cc ba - coeficientii caldurii specifice ai combustibilului conform [1]

tabelul 4.6.

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

Determinarea cldurii specifice se face n funcie de participaiile masice ale fiecrui component.Participaia masic a CO2:

091,0779,0071,0

2

2

22

=

=

=

CO

CO

f

coCO

P

P

P

Participaia masic a H2O:

18

085,0779,0067,0

2

2

22

=

=

=

OH

OH

f

OHOH

P

P

P

Participaia masic a N2:

756,0779,0589,0

2

2

22

=

=

=

N

N

f

NN

P

P

P

Participaia masic a O2:

067,0779,0052,0

)50(

2

2

22

=

=

=

O

O

f

OO

P

P

P

Cldura specific medie la valori constante a gazelor de ardere:

=

+=

=

+++=

+++=

=

+++=

+++=

+=

+=

==

kmolKkjC

C

b

b

PbPbPbPbbaa

PaPaPaPaaTbaC

TbPaPC

vga

vga

ga

ga

NNOOOHOHCOCOga

ga

ga

NNOOOHOHCOCOga

gagavga

ii

n

iii

n

ivga

885,27

)22021011,2(24,23

1011,2

756,01067,1067,01067,1085,01002,5091,01035,3

24,23

756,034,21067,002,23085,085,23091,05,38

)(

)(

3

3

3333

22222222

22222222

max

max11

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

3222

3222

3222

3222

1067,1; 02,23

1067,1; 34,21

1002,5; 85,23

1035,3; 5,38

==

==

==

==

oo

nn

ohoh

coco

baObaN

baOHbaCO

2.4.6. Calculul temperaturii maxime atinse n cilindru

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

( ) ( )

max

00

0

273TT

CT

TTCTTCQ

y

yvgatocvaiai

u

=

=

=+

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

19

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 2800Ty' [K]

Mem

brul

dre

pt

M

embr

ul s

tng

Membrulstng

Membruldrept

Ty

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

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

T Y =2590 [K]T 259085,085,0max == yTT ] [2202max K=

Observatie: Valoarea temperaturii se incadreaz 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:

20

=

=

=

2 8,149

933259003,13.53

cmdaNP

P

TT

PP

y

y

c

ytcy

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=0,85Py=0,85149,8

Pmax=127,34 2cmdaN

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:

[ ]K

VVTT

cmdaN

VVpp

d

d

m

C

XYX

m

C

XYX

1

2

=

=

unde: md exponent politropic al procesului de destindere; Intervalul pentru md in literatura de specialitate md= 1,251,32 Se adopt md=1,27 XV valoarea momentana ocupat a fluidului motor in timpul cursei de destindere XX Tp , valoarea presiuni respectiv temperatura momentana a fluidului motor corespunzator volumului XV

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 3,043Tx 2590 1880 1630 1486 1387 1313 1254 1206 1166 1131

Pu=3,043 2cmdaN

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

Pu=3....5 2cmdaN

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

21

2.6.Diagrama indicat n 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 dm ( aV = 153,21 mm)Se alege pe ordonata scara corespunzatoare presiunii din cilindru

1 mm =0,6 2cmdaN

( maxP = 249,69 mm)

Se traseaza cu linie punctat 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 6,860,4109 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

22

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

d = 0.15 RA Alegem d = 10 RA Se adopta constructiv conform recomandarilor din literatura de specialitate valoarea raportului

dintre raza manivelei si lungimea bielei.

Valorile recomandate pentru b conform [2] : b =

2,4

1...5,3

1. Alegem b =

6,31

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

( ) ( ) [ ]32 cos14

cos12

dmVVV aDSAbaDSAscaDSA

++=

( ) ( )

++= 17cos1

4277,017cos1

2438,00214,0 2aDSAV

3 0323,0 dmVaDSA =

( ) ( ) [ ]32 cos14

cos12

dmVVV iISEbiISEsciISE

++=

( ) ( )

++= 25cos1

4277,025cos1

2438,00214,0 2iISEV

3 0446,0 dmViISE =

( ) ( ) [ ]32 cos14

cos12

dmVVV dbdscd

++=

( ) ( )

++= 10cos1

4277,010cos1

2438,00214,0 2dV

3 0252,0 dmVd =

( ) ( ) [ ]32 cos14

cos12

dmVVV aDSEbaDSEscaDSE

++=

( ) ( )

++= 55cos1

4277,055cos1

2438,00214,0 2aDSEV

3 1250,0 dmVaDSA =

( ) ( ) [ ]32 cos14

cos12

dmVVV iISAbiISAsciISA

++=

( ) ( )

++= 68cos1

4277,068cos1

2438,00214,0 2iISAV

3 1715,0 dmViISA =

Parametrii termodinamici corespunzatori inceputului si sfarsitului proceselor ciclului motor [RA] d aDSA iISE iISA aDSE

10 17 25 68 55V [dm] 0,0252 0,0323 0,0446 0,1715 0,1250

23

P

2cm

daN 30,780 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 corespunztoare evacuarii libere si mixte, post-evacuarii si arderii rapide.

2.7.Diagrama indicat desfurat n coordonate p-

Pentru trasarea diagramei in coordonate p- se aleg urmatoarele scari de reprezentare:- pe abscisa scara corespunzatoare unghiul [ ]RAC0 1mm= RAC03- pe ordonata scara corespunztoare presiuni din cilindru

1mm = 1

2cm

daN

Valorile presiunilor in functie de unghiul in [ ]RA0 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 16,97420 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 1,15

24

680 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 2mm

Stiind ca s-au ales scarile de reprezentare 1mm=0,003 [dm 3 ] pe abcisa si 1mm=0,6

2cm

daN

pe ordonata:

= 2

32 ] [6,0003,01cmdaNdmmm

] [106,0003,01 22 mNmm =

Li=26890,0030,6102 Li=484,02 [J]

2.9.Calculul parametrilor indicai ai ciclului motor:

- presiunea medie indicat

=

2210

cmdaN

VLip

Si

2104383,002,484

=ip

= 2 044,11 cm

daNpi

Se observa ca ip se incadreaza in intervalul 7.5.....14.5 [daN/cm 2 ]- puterea indicat:

[ ]

] [536,644300

400044383,0044,11300

kWP

P

kWniVpP

i

i

Sii

=

=

=

- caldura disponibila prin arderea completa a combustibilului:

25

] [54,781

10418500000187,0

][103

3

JQQ

JQmQ

dis

dis

iCdis

=

=

=

unde: iQ - puterea caloric inferioar a combustibilului; Cm - doza de combustibil corespunztoare unui ciclu motor

5

1

1

1087,1

10933314,80214,0308,52

771,01

101

=

=

=

C

C

C

CC

aiC

m

m

TRVPm

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

61,0

549,78102,484

=

==

i

disi Q

Li

- consumul specific indicat pentru combustibil

=

=

=

hkwgc

c

hkwg

Qc

i

i

iii

89,138

4185061,0360010

360010

3

3

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 adopt constructiv randamentul mecanic: 85,0...75,0=m 85,0=m- lucru mecanic efectiv Le:

] [41,41102,48485,0] [

JLL

JLiL

e

e

me

=

=

=

- presiunea medie efectiv pe: ime pp =

=

=

2 388,9

044,1185,0

cmdaNp

p

e

e

- puterea efectiv Pe:

[ ]

] [856,54536,6485,0

kWPP

kWPiP

e

e

me

=

=

=

26

Puterea indicat n tema de proiect este [ ]kWPe 55=- randamentul efectiv e

52,0

61,085,0,

=

=

=

e

e

ime

- consumul specific efectiv ec

=

=

=

hkwgc

c

hkwgcc

e

e

im

e

411,163

899,13885,01

1

- puterea litric LP

=

=

=

3

3

292,31

4383,04856,54

dmkWP

P

dmkW

ViPP

L

L

S

eL

27

28

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.

29

1. Introducere1.1. Sisteme cu injector unitar i cu pompa de injecie unic sau unitar gestionate electronic1.2. Studiul tehnicii actuale privind motoare similare cu cel din tema de proiect

2. Memoriu justificativ de calcul2.1. Alegerea parametrilor iniiali generali ai procesului de schimbare a gazelor2.2. Calculul procesului de schimbare a gazelor:2.2.1. Alegerea parametrilor initiali ai procesului de schimbare a gazului:2.2.2. Calculul parametrilor constructivi ai motorului:2.2.3. Calculul gradului de umplere a cilindrului:2.2.4. Calculul presiunii fluidului proaspt din cilindru la sfritul cursei de admisie (pa)2.2.5. Calculul presiunii fluidului proaspat din galeria de admisie (pga)2.2.6. Calculul coeficientului de gaze reziduale (r)2.2.7. Calculul temperaturii fluidului proaspt din cilindru la sfritul cursei de admisie (Ta)2.2.8. Calculul vitezei medii a fluidului proaspt din galeria de admisiune (Wga)2.2.9. Calculul vitezei medii a fluidului proaspt n seciunea oferit de supapa de admisie (Wsa)

2.3. Calculul procesului de comprimare2.4. Calculul procesului de ardere2.4.1. Determinarea compoziiei amestecului iniial2.4.2. Determinarea compoziiei produselor de ardere2.4.3. Calculul coeficientului de variaie molar ai procesului de ardere2.4.4. Calculul cldurii specifice la volum constant a amestecului iniial2.4.5. Calculul cldurii specifice la volum constant a gazelor de ardere2.4.6. Calculul temperaturii maxime atinse n cilindru2.4.7. Calculul parametrilor termodinamici ai procesului de ardere

2.5. Calculul procesului de destindere2.6. Diagrama indicat n coordonate p-V2.7. Diagrama indicat desfurat n coordonate p-2.8. Planimetrarea diagramei indicate2.9. Calculul parametrilor indicai ai ciclului motor:2.10. Calculul parametrilor efectivi ai motorului

Bibliografie