Scrigroup - Documente si articole

Username / Parola inexistente      

Home Documente Upload Resurse Alte limbi doc  

ArhitecturaAutoCasa gradinaConstructiiInstalatiiPomiculturaSilvicultura


PROIECT P.C.M.A.I. - Sa se proiecteze calculul termic al motorului cu ardere interna (MAI) cu piston in 4 timp cu aprindere prin scanteie

Auto

+ Font mai mare | - Font mai mic




UNIVERSITATEA DIN ORADEA

FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALA SI TEHNOLOGICA




SPECIALIZAREA: AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT

P.C.M.A.I.

Tema de proiect

Sa se proiecteze calculul termic al motorului cu ardere interna (MAI) cu piston in 4 timp cu aprindere prin scanteie ce se echipeaza un autoturism si are urmatoarele caracteristici:

- puterea maxim efectiv Pe=71 CP

- turatia corespunzator puteri maxim np=4800 rot/min

- numarul de cilindrii i=4.

Cap.1      Studiu….

Distributia variabila cu implicatii asupra consumului de combustibil

Coeficientul gazelor arse reziduale y poate fi redus prin rationalizarea evacuarii, a admisiunii si baleiajului. Legea de ridicare a supapelor si, in mod deosebit, fazele distributiei se pot optimiza la un anumit regim. Daca turatia creste este necesara extinderea baleiajului (Δas, adica a suprapunerii deschiderii supapei de admisiune si evacuare), la reducerea turatiei durata baleiajului trebuind diminuata. Momentele inchiderii supapelor, indeosebi a celei de admisiune, trebuie realizate mai tarziu, cu cresterea turatiei, pentru exploatarea efectelor inertiei coloanei de fluid motor, toate acestea cu efecte benefice asupra umplerii motorului si a consumului de combustibil.

Daca pentru turatia n1, admisiunea trebuie sa se inchida in punctul 1, cand efectele inertiei coloanei de fluid sunt egalate de cresterea presiunii peste cea atmosferica, in cazul distributiei fixe, pentru turatia n2 admisiunea se inchide in punctul 2, cu penalizari severe pentru umplere. Exploatarea inertiei coloanei de fluid proaspat ar impune ca la n2, admisiunea sa se inchida in punctul 2.

Situatia cea mai favorabila se obtine daca motorul dispune de distributie variabila, solutiile vizand acest procedeu fiind prezentate in cele ce urmeaza putand fi aplicate atat la m.a.s. cat si la m.a.c.

Asadar diminuarea noxelor, maximizarea cuplului motor si a puterii pentru intreaga plaja de turatii si la sarcina variabila se pot rezolva prin asigurarea unor epure de distributie variabile si prin modificarea cronosectiunilor.

Reducerea consumului specific de combustibil legata univoc si de controlul noxelor poate fi realizata:

in cazul m.a.s. asigurand diminuarea pierderilor de amestec carburant pe
durata baleiajului, iar la motorul diesel a pierderilor de aer proaspat;

prin reducerea deplasarii supapei si cu aceasta a energiei consumate pentru
actionare precum si optimizarea calitatii amestecului in raport cu regimul de
functionare folosind cursa variabila (ce o poate asigura si comanda raportului de
comprimare, variabil cu biela articulata);

prin controlul legii de deplasare a supapei in sensul imbunatatirii turbulentei,
asigurata de intrarea fluidului proaspat sub forma de jeturi.

Cateva dintre solutiile practicte sunt, de exemplu: came spatiale dezvoltate de firmele Fiat si Ferrari, came cu profil variabil radial, came ce isi modifica pozitia unghiulara impreuna cu arborele de sustinere, sisteme cu actionare hidraulica, sisteme cu comanda electromagnetica dupa o lege determinata.


Efectele inchiderii variabile a supapei de admisie la modificarea turatiei


Sistem cu comanda electromagnetica dupa o lege determinata

In figura se prezinta sistemul de actionare electromagnetica a supapei dupa o lege determinata de modul de excitare a bobinelor A si C, iar actionarea electromagnetica care asigura mentinerea pe durata programata a supapei in pozitia extrem deschis.


Sistem cu comanda electromagnetica cu durata maxima de deschidere programata

Din punct de vedere al performantelor umplerii si al nivelului consumurilor de combustibil efectele procedeelor prezentate sunt benefice, dar sistemul de distributie se complica, ii creste pretul si riscurile de defectiune se majoreaza.

Pentru diminuarea consumului, undele de presiune trebuie controlate astfel incat la sfarsitul admisiunii sa avem suprapresiune in poarta supapei, la intrarea in cilindru. La sfarsitul evacuarii, o unda de depresiune in poarta supapei de evacuare va favoriza evacuarea gazelor arse, iar pe durata baleiajului este de dorit o presiune cat mai mica in cilindru. Se va asigura astfel si reducerea noxelor, precum si majorarea puterii.

Studiul tehnicii actuale privind motoare similare ce cel din tema de proiect:

Motorul din tema de proiect: Categoria autovehiculului: Autoturism, tip aprindere: MAS, Pemax=71 CP, np=4800rot/min, nr. de cilindri i=4.

Nr. crt.

Marca

Nr. de cilindri

Cilindree totala

Cursa

Alezaj

Rap. de comp.

Tip. alim.

Puterea max efectiva

Turatia la Pmax

Moment max efectiv

Turatia la Mmax

Nr. de supape /cil.

y

Wp

pe

Pe1

PL

PA

dm3

mm

mm

kW

rot/min

daNm

rot/min

mm/ mm

m/s2

daN/ cm2

kW/cil

kW/l

kW/dm2

Dacia Nova 1.6

inj

FAW vw city-golf

inj

Hindustan ambassador

inj

Hindustan Conrossa 1.8

inj

Hyundai Accent 1.3i GS

inj

Hyundai Accent 1.3i GLS

inj

Lada Forma 1.5 i

inj

Lada Samara 1.5 i

inj



Renault Magane Clasic

inj

Renault Argentinion Clio

inj

Cap 2 Memoriu justificativ de calcul:

2.1. Alegerea parametrilor initiali generali ai procesului de schimbare a gazelor:

numarul de cilindri ai motorului: i=4;

numarul de timpi ai motorului:;

puterea efectiva:;

turatia corespunzatoare momentului maxim: np=4800 [rot/min]

viteza medie a pistonului: Wp=13.45 [m/s]

puterea litrica: PL=35 [kW/dm3]

numarul de supape pe cilindru: nts=2

numarul de supape admisie pe cilindru: nSA=1

raportul de comprimare: e

coeficientul de dozaj: lMAS

presiunea initiala standard: p0=1da [N/cm3]

temperatura initiala standard: T0=298 [K]

presiunea aerului in conditii normale de stare paer=1,013 da [N/cm3]

densitatea aerului atmosferic: raer=1,293 [kg/m3] masurata la 760 mm Hg si T=0 [ C]

constanta specifica a aerului: Raer=287 [J/kg]

constanta specifica a combustibilului Rc=73[J/kg]

2.2 Calculul procesului de schimbare a gazelor:

2.2.1 Alegerea parametrilor initiali ai procesului de schimbare a gazelor:

2.2.2 Alegerea parametrilor initiali ai procesului de schimbare a gazelor

Valorile parametrilor:

Valorile parametrilor initiali ai procesului de schimbare a gazelor se aleg pe baza recomandarilor din literatura de specialitate, tinand cont de destinatia autovehiculului, performantele maxime necesare pentru a fi atinse, si caracteristica motoarelor similare cu cel din tema din proiect.

Parametri alesi sunt urmatori:

Parametrii fazelor de distributie:

avansul la deschiderea supapei de admisie (baDSA

b=10…20 [ RA ] ; conform [1]

b= 15RA ;

intarzierea la inchiderea supapei de admisiune biISA

biISA RA ] ; conform [1]

biISA RA ;   

avansul la deschiderea supapei de evacuare (b):

b*= 40…60 [RA]; conform [1]

b= 55RA   

intarzierea la inchiderea supapei de evacuare (biISE

biISE= 15…30 [RA] ; conform [1]

biISE=20 RA

Alegerea variantelor optime de distributie sa facut spre limitele superioare ale intervalelor recomandate, deoarece motorul este destinat sa lucreze la turatii ridicata, pentru a oferi autovehiculelor performante maxime de viteza. In aceasta gama de turatii fenomenele inertiale din conductele de admisiune si evacuare au efecte importante.

coeficientul de postumplere (jpu

jpu conform [1] Tabel 2.5

jpu

Alegem jpu = 0,1 deoarece optimizarea fazelor de distributie s-a facut la turatii ridicata.

coeficientul global al rezistentelor gazodinamice a traseului de admisiune (ξa):

ξa= 4… 8 ; conform [1] Tabel 2.5

ξa= 6

coeficientul de debit al sectiunii oferite de supapa de evacuare (μsa ):

μsa= 0.4… 0.65 ; conform [1] Tabel 2.5

μsa= 0.6

- factorul de profil al camei ce actioneaza supapa de admisie (fpc):

fpc = 0.915…1.3 ; conform [1]

fpc= 1,1

Deoarece functionarea motorului la turatii ridicata, conduce la solicitari mecanice relativ mari ale supapei de admisie este necesara alegerea unui factor de profil al camei spre limitele inferioare.

-unghiul de prelucrare a talerului supapei de admisie (γ):

γ =30, 45, 60 ; conform [1]

Alegem γ=30 deoarece dorim sa fie urmarit efectul de centrare.

- inaltimea maxima de ridicare a supapei de admisie de pe scaunul acesteia (hmax):

hmax= 6…9 mm pentru alezaje < 100 mm

hmax=8 mm

incalzirea fluidului proaspat de la peretii calzi ai traseului de admisiune (Δ T ):

ΔT =15… 40 [K ]; conform[2] Tabel 4

ΔT =25 K ;

- presiunea din cilindru la sfarsitul cursei de evacuare (pg):

pg= 1.05… 1.2 [ daN/cm] ; conform [1] Tabel 2.9

pg= 1.2 daN/cm

Deoarece s-a avut in vedere faptul ca traseul de evacuare nu are rezistente gazodinamice importante, datorita utilizarii filtrului catalitic.

- temperatura gazelor din cilindru la sfarsitul cursei de evacuare (Tg):

Tg=900 … 1200 [ K ] conform [2] Tabelul 4

Tg=1100 K

masa minima a aerului complet a unui kg combustibil

Lmin=14,72 [kg aer/kg comb]

2.2.3 Calculul parametrilor constructivi ai motorului

- cilindreea unitara (Vs) ;

- cursa pistonului (S) :

- alezajul cilindrului (D):

- diametrul exterior al talerului supapei de admisiune (d):

d= (0,44…0,55) D [mm] (4) , conform [1];

d= 0.50 75 [mm]

d=38 [mm]

- diametrul exterior al talerului supapei de evacuare (d):

d d [mm] (5), conform [1];

d 38 [mm]

d= 32 mm

- diametrul sectiuni libere al galeriei de admisiune ( figura 1):

d=dsa-(410) [mm]    (6)

d [mm]

d= 30 mm

- inaltimea relativa de ridicare

Fig.2.2.2.1.Dispunerea supapelor pe cilindru

- diametrul procesului de admisiune (Δαa):

Δαa= β+180iISA [RA] (8)

a= 15+180+65 [RA];

a= 260 RA

- durata procesului de evacuare ( e):

e= β iISE RA] (9) ;

e=55+180+20 [RA];

e= 255 RA

- sectiunea litrica a supapei de admisiune (SL

SLsa se incadreaza in intervalul 5…15 recomandat de [1] tab.2.5.

2.2.4 Calculul parametrilor de umplere a cilindrului

Pentru calculul gradului de umplere a cilindrului se vor determina in prealabil urmatori parametri de stare ai procesului de admisiune:

- gradul de incalzire al fluidului proaspat (

Ө= (11);

Ө=

Ө=1,0838

- densitatea aerului atmosferic in conditii standard de incercare a motoarelor cu ardere interna (0):

Se cunosc:

- conditiile standard sunt:

- To=298K

- p=1 daN/cm

- conditiile normale sunt:

-Taer=273K (0C)

-paer=1,013 daNcm2

- densitatea aerului in conditii normale:

-aer=1.293 Kg/m

- densitatea fluidului proaspat in conditii standard de incercare a motoarelor cu ardere interna ():

- fp= [kg/m] (13) ;

-= [kg/m]

- =1,2338[kg/m]

constanta specifica a fluidului proaspat: (Rfp):

unde: Pma- participatia masica a aerului din fluidul proaspat

Pme- participatia masica a combustibilului din fluidul proaspat

Din (14) 271.9803

- viteza sunetului in fluidul proaspat:

m/s (17)

m/s

m/s

-exponentul adiabatic al fluidului proaspat (ka):

Se determina utilizand valorile cunoscute din literatura de specialitate pentru anumite valori ale coeficientului de dozaj l

l

¥

ka

Se traseaza graficul de variatie al lui ka in functie de l. Utilizand metoda grafica se determina ka=1,349

-gradul de umplere hv se determina pe baza urmatorului sistem de 5 ecuatii care are ca necunoscute:

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

Pentru a rezolva aceasta ecuatie s-a folosit programul Matlab 12. Comenzile necesare rezolvarii ecuatiei sunt:

v

Membrul stang

Membrul drept



ηv=0,7914

Calculul presiunii fluidului proaspat di cilindru la sfarsitul cursei de admisie (pa):

Folosind relatia (24) se calculeaza pa:

Din relatia (24)

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

2.2.6 Calculul presiunii fluidului proaspat din galeria de admisie (pga):

Din relatia (19)

Se observa ca pga se incadreaza in intervalul (0,88…0,93) recomandat de [1].

Calculul coeficientului de gaze reziduale (gr

Din relatia (22)

Se observa ca gr se incadreaza in intervalul (0,03…0,1) recomandat de [1].

Calculul temperaturii fluidului proaspat din cilindru la sfarsitul cursei de admisie (Ta):

Din relatia (21)

Se observa ca Ta se incadreaza in intervalul (310…400)K recomandat de [1].

2.2.9 Calculul vitezei medii a fluidului proaspat din galeria de admisiune (Wga):

Calculul vitezei medii a fluidului proaspat in sectiunea oferita 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 si 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 politropica cu un exponent poliropic nc constant.

Ecuatiile transformarilor politropice sunt:

Pc = 14.69

Tc = 727

mc – corespondentul politropic al procesului de comprimare.

Din [1] se adopta mc=(1,32…1,38)

mc=1,32.

Vx – valoarea momentana a volumului ocupat de fluidul motor in timpul cursei de comprimare.

px,Tx – presiunea respectiv temperatura momentana a fluidului motor corespunzatoare volumul Vx.

Se considera 6 valori ale volumului Vx situate la distante egale in intervalele [Vc,Va] si rezultatele se trec in tabelul 2.3.

Vx

px

Tx

479

Tabel 2‑ - Parametrii fluidului motor in timpul procesului de comprimare

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

  1. In timpul procesului de ardere au loc variatii ale compozitiei chimice a fluidului motor.
  2. Caldurile specifice la volum constant ale fluidului motor variaza in functie de temperatura acestuia.
  3. Au loc pierderi de caldura prin peretii cilindrului
  4. Arderea este un procent izocor care incepe in punctul C pana in punctul Y si un proces izobar din Y pana la punctul Y’. Punctul C corespunde momentului inceperii injectiei de combustibil in cilindru.

Calculul procesului de ardere este pentru 1kg de aer.

Caldura degajata prin arderea combustibilului se determina cu relatia :

Qi –puterea calorica a combustibilului

Caldura utila este caldura preluata de fluidul motor si reprezinta diferenta dintre caldura degajata prin arderea combustibilului si pierderile de caldura prin pereti. Se determina cu ajutorul coeficientului caldurii utile (xu) cu relatia:

Valorile recomandate al lui

Alegem

2.4.1 Determinarea compozitiei amestecului initial

Amestecul initial de gaze aflate in cilindru la inceputul procesului de ardere este format din aer care a patruns in cilindru in 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 relatia:

c-participatia masica a carbonului din molecula de combustibil,c=0,854

h-participatia masica a hidrogenului din molecula de combistibil,h=0,142

o-participatia masica a oxigenului din molecula de combustibil,O=0,004

Numarul de kilomoli ale substantelor initiale se determina cu relatia

Numarul de kmol de amesetc initial

2.4.2 Determinarea compozitiei produselor de ardere

Pentru ca MAS functioneaza cu amestec sarac se considera ca are loc un proces de ardere completa si gazele de ardere sunt compuse din urmatoarele substante

Numarul de kilomoli de rezultati din ardere (

- fractiune din cantitatea de carbon care arde complex si se transforma CO2

din relatia (37) se determina numarul de kilomoli de rezultati din ardere (

Numarul de kilomoli de rezultati din ardere (

- fractiune din cantitatea de carbon care arde incomplex si se transforma CO

din relatia (39) se determina numarul de kilomoli de rezultati din ardere (

Numarul de kilomoli de H2O rezultati din ardere (

- fractiune din cantitatea de hidrogen care arde complex si se transforma H2O

din relatia (41) se determina numarul de kilomoli de H2O rezultati din ardere (

Numarul de kilomoli de rezultati din ardere (

- fractiunea din cantitatea de hidrogen ramane nearsa

din relatia (43) rezulta numarul de kilomoli de rezultati din ardere (

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

Numarul de kilomoli de substante finale

Numarul de kilomoli de gaze de ardere

2.4.3 Calculul coeficientului de variatie molara ai procesului de ardere

Coeficient chimic de variatie molara:

Coeficient total de variatie molara:

2.4.4 Calculul caldurii specifice la volum constant a amestecului initial

In calculul caldurii specifice se neglijeaza influenta gazelor reziduale asupra acesteia. Pentru ca valoarea caldurii specifice depinde de temperatura se va utiliza o valoare medie corespunzatoare intervalului de temperatura ‚273K..Tc

Caldura specifica a amestecului initial:

si - coeficientii caldurii specifice a aerului conform [1] tabelul 4,6

Calculul caldurii specifice la volum constant a gazelor de ardere

Determinarea caldurii specifice se face in functie de participatiile masice ale fiecarui component.

Participatia masica a CO2:

Participatia masica a CO

Participatia masica a H2O:

Participatia masica a H2

Participatia masica a N2:

Caldura specifica medie la valori constante a gazelor de ardere:

este coeficientul caldurii specifice medii a fiecarui compus din gazele de ardere pentru intervalul de temperatura 273KTmax

Tmax –temperatura maxima atinsa in cilindru in timpul procesului de ardere

2.4.6 Calculul temperaturii maxime atinse in cilindru

Tmax in cilindru in timpul arderii se determina pe baza ecuatiei de bilant energetic. La MAS se considera 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

Observatie: Valoarea temperaturii se incadreaza in intervalul Ty=20002600K, recomandat de literatura de specialitate.

2.4.7 Calculul parametrilor termodinamici ai procesului de ardere

Presiunea fluidului motor corespunzator sfarsitului fazei arderii rapide, respectiv punctul Y din diagrama indicata se determina cu relatia:

Observatie. Valoarea Py=35..55

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 politropica cu un exponent politropic constant.

Ecuatiile transformari politropice sunt:

unde:

md – exponent politropic a procesului de destindere;

Intervalul pentru md in literatura de specialitate md= 1,28…1,37

Se adopta md=1,28

valoarea momentana ocupat a fluidului motor in timpul cursei de destindere

valoarea presiuni respectiv temperatura momentana a fluidului motor corespunzator volumului

Se observa ca volumul presiuni si temperatura a fluidului motor la sfarsitul procesului de destindere se incadreaza in intervalul presiunea la sfarsitul procesului de destindere, p_u=35 [daN/cm^2]

p_u = 3.34090226599375 [daN/cm^2]

temperatura la sfarsitul procesului de destindere, T_u=12001600 [K]

T_u =1381.717530 [K]

2.6 Diagrama indicata in 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 =0.00245798319328 dm³    (= 170 mm)

Se alege pe ordonata scara corespunzatoare presiunii din cilindru

1 mm =0.22251237769232 (= 250 mm)

Se traseaza cu linie punctata 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 tabelul 2.6.1.

Comprimarea

Vx

px



Tx

479

Destinderea

Tab. 2.6.1. Variatia presiunii din cilindru in timpul ciclului motor

Se adopta constructiv conform recomandarilor din literatura de specialitate valoarea avansului la inceperea injectiei combustibilului in cilindru

= 20….40˚RA

Alegem = 20 ˚RA

Volumul ocupat de fluidul motor corespunzator momentelor fazelor de distributie si a

momentului declansarii injectiei se determina cu relatiile:

=

- raportul dintre raza manivelei si lungimea bielei

Valorile recomandate pentru conform [2] :

Alegem

Valorile calculate cu relatiile de mai sus sunt trecute in tabelul 2.6.2.

Tab.2.6.2. Parametrii termodinamici corespunzatori inceputului si sfarsitului proceselor ciclului motor

α [˚RA]

V [dm³]

P

Valorile presiunii din cilindru corespunzator pozitiilor pistonului din tabelul 2.6.2. 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 corespunzatoare evacuarii libere si mixte, post-evacuarii si arderii rapide. Diagrama rezultata prin rotunjire s-a trasat cu linie groasa.

2.7 Diagrama indicata desfasurata in coordonate p-α

Pentru trasarea diagramei in coordonate p- se aleg urmatoarele scari de reprezentare:

pe abscisa scara corespunzatoare unghiul

1mm=

pe ordonata scara corespunzatoare presiuni din cilindru

1mm=

valoare unghiului corespunzatoare unghiului se determina cu relatia:

Comprimarea

(62); unde:

Destininderea

b- cursa pistonului din Pmi pana in corespunzator volumului

Cx comprimare

Cx destindere

Alfa x comprimare

Alfa x destindere

Valorile presiunilor in functie de unghiul in sunt centralizate in tabelul 2.7.1

Se marcheaza punctele corespunzatoare coordonatelor p- din Tabelul 2.7.1 pe sistemul de coordonate . Diagrama indicata desfasurata s-a obtinut prin marcarea punctelor unind printr-o linie.

αDSA=-βDSA=-15

αISEISE=20

αISA=180+βISA=245

αd=360-βd=340

αDSE=540-βDSE=485

αDSA2=720-βDSA=705

p    alfa

[daN/cm^2] [grade]

1.112 -15

1.200 0

0.667 20

0.808 180

0.927 224

1.080 243

1.125 245

1.285 258

1.569 271

1.985 283

2.644 296

6.347 325

10.31 340

14.69 360

55.62 360

24.64 394

15.04 410

10.54 423

7.986 436

6.357 448

4.427 476

3.816 495

4.105 485

0.808 540

1.112 705

Planimetrarea diagramei indicate

Planimetrarea se face in scopul determinari pe cale grafica a lucrului mecanic indicat a ciclului motor.

Acesta reprezinta aria diagramelor de inalta presune a ciclului motor.

In urma numarari suprafetelor elementare de 1mm au rezultat aria

A=6725.5389 Avand in vedere scara de reprezentare aleasa

2.9 Calculul parametrilor indicati ai ciclului motor

presiunea medie indicata

pi=7.514.5 [daN/cm^2]

puterea indicata

caldura disponibila prin arderea completa a combustibilului

unde:

- puterea calorica inferioara a combustibilului;

- doza de combustibil corespunzatoare unui ciclu motor

- randamentul indicat

- consumul specific indicat pentru combustibil

2.10 Calculul parametrilor efectivi ai motorului

Parametri efectivi ai motorului se determina la nivelul arborelui cotit si depinde randamentul mecanic ai motorului.

se adopta constructia randamentului mecanic

lucru mecanic efectiv Le

presiunea medie efectiva

puterea efectiva

puterea indicata in tema de proiect este

randamentul efectiv

consumul special efectiv

puterea litrica






Politica de confidentialitate



DISTRIBUIE DOCUMENTUL

Comentarii


Vizualizari: 2809
Importanta: rank

Comenteaza documentul:

Te rugam sa te autentifici sau sa iti faci cont pentru a putea comenta

Creaza cont nou

Termeni si conditii de utilizare | Contact
© SCRIGROUP 2021 . All rights reserved

Distribuie URL

Adauga cod HTML in site