Scrigroup - Documente si articole

Username / Parola inexistente      

Home Documente Upload Resurse Alte limbi doc  

ArhitecturaAutoCasa gradinaConstructiiInstalatiiPomiculturaSilvicultura


Proiect la T.M.A.I. - AUTOVEHICULE RUTIERE

Auto

+ Font mai mare | - Font mai mic




UNIVERSITATEA DIN ORADEA

FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALA SI TEHNOLOGICA

SPECIALIZAREA: AUTOVEHICULE RUTIERE




Proiect la T.M.A.I.

Introducere

Reducerea consumului de combustibil si implicit a noxelor prin forma camerei de ardere si prin stratificarea amestecului

Camerele de ardere cu suprafete mari si putin compacte sunt dezavantajoase pentru consumul de combustibil si noxe, deoarece pierderile de caldura mai mari reduc temperatura si maresc sansa stingerii flacarii in masa de gaze, majorandu-se si efectul de stingere a flacarii la perete.

Camera de ardere cu diametrul mare va avea si pierderi prin neetanseitati mari, ceea ce determina cresterea noxelor mai ales prin gazele de carter.

Nu este lipsit de interes faptul ca o camera de ardere putin compacta va fi caracterizata de o turbulenta mai redusa, ceea ce, pentru stabilitatea arderii si pentru performantele energetice, impune majorarea raportului de comprimare si cu aceasa cifra octanica mai mare.

Bujia trebuie plasata central, cu drumuri scurte si egale pentru frontul de aprindere, rezultate foarte bune obtinandu-se cu aprinderea dubla, cu doua bujii, care determina insa un pret mai ridicat.

Folosirea a patru sau chiar cinci supape (trei de admisiune si doua de evacuare) permite o buna purificare a cilindrului de gaze arse si introducerea fluidului proaspat sub forma de mai multe jeturi, imbunatatind turbulenta cu toate avantajele pentru reducerea noxelor esapate.

Stratificarea amestecului in camera de ardere presupune ca declansarea scanteii sa se faca in amestecuri bogate care se gasesc in apropierea bujiei astfel incat datorita cantitatii reduse de oxigen, se diminueaza mult si cantitatea de oxizi de azot cu efecte mai accentuate in situatia in care s-ar actiona prin recircularea gazelor arse.

Sansele ca scanteia produsa sa initieze aprinderea cresc pentru amestecul bogat din jurul bujiei, astfel incat si la sarcini partiale mici dispersia ciclica scade, ceea ce face sa se micsoreze si continutul de hidrocarburi din gazele de evacuare. Amestecurile sarace, cu disponibilitati mari de oxigen, ard in destindere, la temperaturi mai coborate, geneza oxizilor de azot fiind controlata. Se reduce astfel si consumul de combustibil.

Solutii in acest sens :

Procedeul Ford-Procco redat in fig. 1.1 are in vedere injectarea benzinei in apropierea bujiei. Datorita amestecarii complete mai tarziu, in timpul destinderii ard monoxidul de carbon si o parte din hidrocarburi.

Dificultatile mari legate de optimizarea functionala a sistemului pentru variabilitatea mare de regimuri ale m.a.s. a facut ca sistemul sa nu se extinda in fabricatia de serie.


Figure Procedeul Ford-Procco:

1-bujie; 2-injector; 3-curent circular; 4-canal de evacuare; 5-canal de admisiune

Solutia Texaco TCSS (fig. 1.2) realizeaza un curent elicoidal de aer proaspat, prin care combustibilul injectat este dispersat de langa bujie, unde amestecul este foarte bogat, in intreaga camera de ardere.

Aprinderea are loc imediat dupa injectie, fiind initiata in zona cu mult combustibil, cu toate avantajele ce decurg din aceasta. Forma jetului de combustibil, momentul aprinderii si viteza de injectie trebuie corelate cu regimul functional al motorului.


Figure Procedeul Texaco TCSS:

1-injector; 2-bujie; 3-turbion; 4-canal de evacuare; 5-canal de admisiune

Procedeul MAN-FM prezentat in fig. 1.3 foloseste un injector cu un singur orificiu, care trimite combustibilul pe peretele camerei din capul pistonului, solutia asemanandu-se cu procedeul Meurer (M). Spre deosebire de acesta, injectia are loc cu 10χ15°RAC mai devreme, in aer cu densitate redusa, fiind disponibilitati de timp pentru stratificarea amestecului, care este bogat in dreptul bujiei, in momentul producerii scanteii, ce are loc spre sfarsitul injectiei sau chiar la incheierea acesteia, cand norul de combustibil ajunge in dreptul ei. S-au obtinut astfel consumuri specifice de combustibil egale cu cele ale motorului diesel cu injectie directa, la rapoarte de comprimare mari si cu diminuarea noxelor. Arderea se desavarseste, apoi in restul camerei de ardere in conditiile unui amestec foarte sarac.


Figure Procedeul MAN-FM:

1-bujie; 2-injector; 3-canal de evacuare; 4-canaI de admisiune; 5-turbion

Sistemul Deutz-AD al firmei Deutz asigura o stratificare periferica a amestecului, injectia realizandu-se cu doua orificii, care trimit combustibilul in jeturi cvasiparalele spre fundul cupei din piston, in care este dezvoltat turbionul de aer, ce asigura realizarea unui inel de amestec, cuprins la inceputul formarii in zona sa, cu coeficientul excesului de aer cel mai redus. Solutia a dat rezultate foarte bune si la motoare de autoturisme, functionand cu alcool, la randamente comparabile cu cele ale motorului diesel si cu un minim de emisii de particule.

Procedeul IFB Brandy, apeleaza la alimentarea motorului cu amestec bogat printr-un canal practicat in supapa de admisiune, amestec ce este dirijat spre bujie si se aprinde primul, prin canalul de admisiune propriu-zis, avand acces amestec sarac, ce arde mai tarziu, asigurandu-se astfel stratificarea incarcaturii proaspete.

Si in cazul m.a.s. poate fi practicata divizarea camerei de ardere, compartimentarea asigu-

rand formarea stratificata a amestecului.

Sistemul VW-PCI realizeaza un amestec omogen in camera principala si sarac la sarcini partiale, folosindu-se un carburator sau injectia de benzina.

In camera de turbionare se injecteaza suplimentar combustibil, asigurandu-se amestec bogat si preparat in bune conditii, datorita miscarii de vartej, amestec ce arde, in prima faza, la temperaturi mai coborate si cu franarea formarii oxizilor de azot procesul continuand in camera principala.

Procedeul Porche-SKS dispune de o antecamera in care se prepara amestec bogat si se asigura aprinderea. Canalul de legatura spre camera principala asigura o turbulenta intensa, ceea ce asigura continuarea arderii si in amestecul sarac, preparat cu ajutorul celui de-al doilea injector.

Complicatiile constructive, unele probleme de reglaj, compactitatea mai redusa a camerei de ardere si suprafata mare pe care aceasta o are in raport cu volumul au facut ca pentru productia de serie sa-si gaseasca aplicatia doar procedeul Nilov-Honda CVCC.

Procedeul Nilov-Honda CVCC, brevetat la Nilov si aplicat pe unele motoare de camion rusesti, a fost preluat pentru Honda Civica de 1948 cm3, care realizeaza o reducere a noxelor cu 10 %, o majorare a puterii cu 10χ30%, in conditiile diminuarii consumului specific de combustibil. Motorul este alimentat in apropierea bujiei de la un carburator ce dozeaza amestec bogat, camera principala fiind alimentata prin traseul obisnuit de admisiune cu amestec sarac de la un al doilea carburator cu amestec sarac, evolutia proceselor fiind similara cazurilor precedente.

Acordarea corecta, mai ales a traseului de admisiune, astfel incat in poarta supapei respective sa se asigure o unda de suprapresiune la sfarsitul umplerii, permite si introducerea stratificata a amestecului, cu efecte benefice asupra consumului si a poluarii. Nu sunt insa de neglijat dificultatile de control ale fenomenelor de unda in conditiile variabilitatii sarcinii si mai ales a turatiei, motiv pentru care procedeul Nilov-Honda Civica ramane cel mai sigur in privinta controlului noxelor.

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

Motorul din tema de proiect: Categoria autovehiculului Autoturism, tip aprindere MAS, Pe max=55 Kw, np=5200 rot/min, nr. de cilindrii i=4.

Nr.

crt.

Tipul

autovehiculului

Nr. de

cilindrii

Cilindree totala

Cursa

Alezajul

Raport de

compresie

Tip

alimentare

Putere maxima efectiva

Turatia la Pmax

Moment maxim efectiv

Turatia la Mmax

Nr. de

supape

Wp

pe

Pe1

PL

PA

[cm^3]

[mm]

[mm]

[kW]

[rot/min]

[Nm]

[rot/min]

[mm/mm]

[m/s^2]

[daN/cm^2

[kW/cil]

[kW/dm^3]

[kW/dm^2]

Opel Astra

ES

Renault Megane Eco 1.4

ES

Proton 313

EM

Peugeot 406 1.4 S

EM

Nissan Micra 1.3

EM

Mitsubishi Colt 1300 GL

EM

Mazda Midge 130

V

Mercedes-Benz A140

EM

Kia Avelia 1.3

EM

Lada Forma 1.5

EM

Calculul termic

Alegerea parametrilor initiali 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=5200 rot/min, conform temei de proiect;



capacitatea cilindrica Vt=1598 cm3;

viteza medie a pistonului WP=13,69 m/s, s-a ales pe baza studiului motoarelor similare cu cel din tema de proiect;

puterea litrica PL=33,36 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=9,6, s-a ales pe baza studiului motoarelor similare cu cel din tema de proiect;

coeficientul de dozaj =0,97, s-a ales in intervalul 0,90 χ 1,10 pentru MAS;

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=293 K;

constanta specifica a aerului Ra=287 J/kgK;

constanta specifica a combustibilului: benzina Rc=73 J/kgK.

Calculul procesului de schimbare a gazalor

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 fazelor de distributie:

avansul la deschiderea supapei de admisie baDSA

βaDSA =10…20 [oRAC];

βaDSA = 17oRAC;

intarzierea la inchiderea supapei de admisiune iISA

βiISA = 45…70 [oRAC];   

βiISA = 68oRAC;

avansul la deschiderea supapei de evacuare βaDSE:

βaDSE = 40…60 [oRAC];

βaDSE = 55oRAC;

intarzierea la inchiderea supapei de evacuare βiISE:

βiISE= 15…30 [oRAC] ;

βiISE=25oRAC.

Alegerea valorilor optime ale fazelor de distributie s-a facut spre limita superioara a intervalelor recomandate pentru ca materialul este destinat sa lucreze la turatii mari. La aceasta gama de turatii fenomenele inertiale din conditia de admisie si evacuare au efecte importante.

coeficientul de postumplere φpu

φpu=0,08 χ 0,25

se alege φpu=0,12 pentru ca optimizarea fazelor de distributie s-a facut la turatii moderate;

coeficientul global al rezistentei gazodinamice a traseului de admisie a

ξa=4 χ 8

se alege ξa=5;

coeficientul de debit a sectiunii oferite de supapa de admisie SA

μSA=0,4 χ 0,65

se alege μSA=0,60;

factorul de profil al camei ce actioneaza supapa de admisie fpc

fpc=0,95 χ 1,3

se alege fpc=1,15, pentru ca functionarea motorului la turatii mari conduce la solicitari mecanice mari ale supapei de admisie;

unghiul de prelucrare al talerului supapei de admisie SA

γSA=30o,45o,60o

se alege γSA=45o pentru ca s-a urmarit ca umplerea sa fie prioritara

inaltimea maxima de ridicare a supapei de admisie de pe scaun hmax

hmax=6 χ 9 mm pentru D<100 mm

se alege hmax=8 mm;

incarcarea fluidului proaspat la peretii calzi ai traseului de admisie T

T=15χ40 K pentu MAS

se alege T=25 K;

presiunea din cilindru la sfarsitul cursei de evacuare pg

pg=1,05 χ 1,2

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 evacuare Tg

Tg=900 χ 1200 K pentru MAS

se alege Tg=1000 K;

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

Lmin=14,71 .

Calculul parametrilor constructivi ai motorului

cilindreea unitara

(

cursa pistonului

(

alezajul cilindrului

(

diametrul exterior al talerului supapei de admisie

(

diametrul exterior al talerului supapei de evacuare

(

diametrul sectiunii libere

(

Fig. Dimensiunile supapelor

durata procesului de admisie

(

Se observa ca durata procesului de admisie se incadreaza in intervalul recomandat de literatura de specialitate [1] tab. 2.5 pag. 98.

durata procesului de evacuare

(

sectiunea litrica a supapei de admisie

(

Se observa ca sectiunea litrica se incadreaza in intervalul recomandat de literatura de specialitate [1] tab. 2.5 pag. 98.

Calculul gradului de umplere a cilindrului V

Pentru calculul 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

(

densitatea fluidului proaspat in conditii STAS de incercare

(

constanta specifica a fluiduilui proaspat

(

unde: Pma - participatia masica a aerului din fluidul proaspat

Pmc - participatia masica a combustibilului din fluidul proaspat

(

(

din relatia (2.13)

exponentul adibatic a fluidului proaspat ka – se determina utilizand valorile cunoscute din literatura de specialitate pentru anumite valori ale coeficientului de dozaj

Tab. Valorile exponentului adiabatic in functie de coeficientul de dozaj

Ka

Fig. Determinarea exponentului adiabatic in functie de coeficientul de dozaj

Utilizand metoda grafica rezulta ca ka=1,352.

viteza sunetului in fluidul proaspat

(

gradul de umplere se determina pe baza urmatorului sistem de cinci ecuatii care are necunoscutele: .

(

(

(

(

(

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

Pentru determinarea gradului de umplere se vor da valori de la 0,68 la 0,92 lui in vederea determinarii acestuia pe cale grafica.

Tab. Variatia membrilor ecuatiei (2.22) in functie de

Mem_st

Mem_dr

Se traseaza graficele de variatie a celor 2 membrii in functie de . Intersectia celor 2 curbe reprezinta solutia ecuatiei (2.22).

Fig, Determinarea valorii gradului de umplere

Utilizand metoda grafica rezulta . Se observa ca gradul de umplere se incadreaza in intervalul recomandat de literatura de specialitate [1] tab. 2.5 pag. 98.

Calculul presiunii fluidului proaspat din cilindru la sfarsitul cursei de admisie pa

Valoarea lui pa se incadreaza in intervalul recomandat de [1] tab 2.5 pag. 98.

Calculul presiunii fluidului proaspat din galeria de admisie pga

Din relatia (2.18)

Valoarea lui pga se incadreaza in intervalul recomandat de [1] tab. 2.5 pag. 98.

Calculul coeficientului de gaze reziduale gr

Din relatia (2.21)

Se observa ca gr se incadreaza in intervalul recomandat de [1] tab. 2.5 pag. 98.

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

Din relatia (2.20)

Se observa ca Ta se incadreaza in intervalul (310…400) K recomandat de [1] tab. 2.5 pag. 98.

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

(

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 politropic constant notat cu mc.

Ecuatiile transformarilor politropice sunt:

(

(

unde: mc – exponentul politropic al procesului de comprimare. Din [2] tab. 9, pag. 924 mc=(1,25…1,37). Se adopta mc=1,35;

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;

Va – volumul total al camerei de ardere;

Vc – volumul mort al camerei de ardere.

Se considera 10 valori ale volumului Vx situate la distante egale in intervalele [Vc,Va] si rezultatele se trec in tabelul 2.3.

(

(

Tab. Variatia parametrilor fluidului motor in timpul procesului de comprimare

Vx

px

Tx

Se observa ca valoarea presiunii pc si temperaturii Tc la sfarsitul procesului de comprimare se incadreaza in intervalele recomandate de [2] tab. 10, pag. 924:

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 cuprinde un proces izocor care incepe in punctul c al diagramei indicate si se termina in punctul y, un proces izobar din punctul y pana in punctul y’ si un proces izoterm din punctul y’ pana in punctul t;

-calculul procesului de ardere este pentru 1kg de aer.

Caldura degajata prin arderea combustibilului se determina cu relatia:

(

unde: Qi – puterea calorica inferioara a benzinei;

Lmin­­ cantitatea minima de aer necesar pentru arderea teoretic completa a unui kg de combustibil si se determina cu relatia:

unde c - participatia masica a carbonului din molecula de combustibil;

h - participatia masica a hidrogenului din molecula de combistibil;

o - participatia masica a oxigenului din molecula de combustibil;

; ; ; conform [1], tab. 4.3, pag. 161.

Din relatia (2.31)

Din relatia (2.30)

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 (xu) cu relatia:

(



unde: , alegem ;

Determinarea compozitiei amestecului initial

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

Numarul de kilomoli ale substantelor initiale se determina cu relatia:

unde: - numarul de kilomoli de combustibili dintr-un kg de combustibil si se calculeaza cu relatia:

(

unde: Mc – masa moleculara a combustibilului; ;

Din relatia (2.34)

Din relatia (2.33)

Numarul de kilomoli de amestec initial:

(

unde: - numarul de kilomoli de gaze reziduale si se calculeaza cu relatia:

(

Din relatia (2.35)

Determinarea compozitiei produselor de ardere

La MAS cu , in urma arderii incomplete rezulta urmatoarele substante .

Fractiunea din cantitatea de carbon care arde complet si se transforma in CO2 notata cu se determina cu relatia:

(

Numarul de kilomoli de CO2 din substanta finala notat cu se determinata cu relatia:

Fractiunea din cantitatea de carbon care arde incomplet si se transforma in CO notata cu se determina cu relatia:

(

Numarul de kilomoli de CO din substanta finala notat cu se determinata cu relatia:

Fractiunea din cantitatea de hidrogen aflata in molecula de combustibil, care arde complet si se transforma in notata cu se determina cu relatia:

(

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

Cantitatea de hidrogen aflata in molecula de combustibil, care arde complet si se transforma in notata cu se determina cu relatia:

(

Numarul de kilomoli de H2 care nu ard si sunt evacuati prin gazele arse noatat cu se determina cu relatia:

(

Numarul de kilomoli de rezultati din ardere se determina cu relatia:

(

Numarul de kilomoli de substante finale

(

Numarul de kilomoli de gaze de ardere

(

Calculul coeficientului de variatie molara al procesului de ardere:

Coeficientul chimic de variatie molara:

(

Coeficientul total de variatie molara tine cont si de gazele arse reziduale aflate in cilindru la sfarsitul procesului de admisie. Numarul total de kilomoli de amestec initial aflati in cilindru la inceputul procesului de ardere va fi

(

Calculul caldurii specifice la volum constant a amestecului initial

Caldura specifica a amestecului initial se determina cu relatia:

unde: ; - coeficientii caldurii specifice conform [1], tab. 4.6, pag. 171;

; - coeficientii caldurii specifice ai combustibilului conform [1], tab. 4.6, pag. 171;

Din relatia (2.50)

Calculul caldurii specifice la volum constant a gazelor de ardere

Determinarea caldurii specifice a gazelor de ardere se face in functie de participatiile masice ale fiecarui component. Caldura specifica medie la volum constant se determina cu relatia:

unde: ai, bi – caldurile specifice medii a fiecarui component din gazele de ardere pentru intervalul de temperatura 273 K Tmax, conform [1], tab. 4.6, pag. 171.

Participatia masica a CO2:

Participatia masica a CO:

(

Participatia masica a H2O:

(

Participatia masica a H2:

(

Participatia masica a N2

(

Relatia (2.51) devine:

(

unde:

(

(

Din relatia (2.52):

Calculul temperaturii maxime atinse in cilindru

Temperatura maxima 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:

Introducand relatia (2.51) in relatia (2.60) si inlocuind parametrii cunoscuti se obtine o ecuatie de gradul 2 cu variabila . Pentru determinarea temperaturii se vor da valori de la 2200 la 2800 lui in vederea determinarii acestuia pe cale grafica.

Tab. Variatia membrilor ecuatiei (2.68) in functie de

Ty

Mem_st

Mem_dr

Se traseaza graficele de variatie a celor 2 membrii in functie de Intersectia celor 2 curbe reprezinta solutia ecuatiei (2.60).

Fig. Determinarea valorii temperaturii

Utilizand metoda grafica rezulta . Se observa ca temperatura maxima se incadreaza in intervalul recomandat , de [1] tab. 5.2, pag. 237.

(

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.

(

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 md constant.

Ecuatiile transformarii politropice sunt:

(

unde: md – exponentul politropic al procesului de destindere. Conform [2], tab. 16, pag. 925 . Se adopta

- valoarea momentana a volumului ocupat de fluidul motor in timpul cursei de destindere;

- valoarea momentana a presiunii fluidului motor corespunzatoare volumului .

(

unde: - valoarea momentana a temperaturii fluidului motor corespunzatoare volumului .

Tab. Parametrii termodinamici ai proceslui de destindere

Vx

px

Tx

Se observa ca presiunea si temperatura a fluidului motor la sfarsitul procesului de destindere se incadreaza in intervalele recomandate de literatura de specialitate. Conform [1], tab. 7,2, pag. 290: si .

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:

Se alege pe ordonata scara corespunzatoare presiunii din cilindru

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.

Tab. Variatia presiunii in cilindru in timpul ciclului motor

V

p

scara_V

scara_p

dm

daN/cm2

mm

mm



Diagrama indicata p‑V este prezentata in figura 2.5.

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

(

unde: - raportul dintre raza manivelei si lungimea manivelei; valorile recomandate pentru conform [2] sunt . Se adopta

Din relatia (2.66)

(

(

(

(

Tab. Parametrii termodinamici corespunzatori fazelor de distributie

Α

V

P

Valorile presiunii din cilindru corespunzatoare unghiului de rotatie a arborelui cotit din tabelul 2.7 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 indicata desfasurata in coordonate p-α

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

- pe abscisa scara corespunzatoare unghiul

- pe ordonata scara corespunzatoare presiunii din cilindru

Tab. Variatia presiunii in cilindru in functie de unghiul arborelui cotit

p

scara_alfa

scara_p

o RAC

daN/cm2

mm

mm


Fig. Diagrama p

Planimetrarea diagramei indicate

Planimetrarea se face in scopul determinari pe cale grafica a lucrului mecanic indicat Li al ciclului motor, acesta este echivalent cu aria diagramei de inalta presiune a ciclului motor in coordonate p-V.

Softul AutoCAD ne furnizeaza direct aria curbei inchise de inalta presiune, astfel:

Stiind ca s-au ales scarile de reprezentare pe abcisa si pe ordonata:

Calculul parametrilor indicati ai motorului

presiunea medie indicata calculata pe cale grafica

Se observa ca se incadreaza in intervalul 7,5 … 14,5 .

puterea indicata

caldura disponibila prin arderea completa a combustibilului

unde: mc – doza de combustibil corespunzatoare unui ciclu motor

Din relatia (2.74)

randamentul indicat

Se observa ca randamentul indicat se incadreaza in intervalul 0,250,36 recomandat de literatura de specialitate.

consumul specific indicat de combustibil

Calculul parametrilor efectivi ai motorului

Parametrii efectivi ai motorului se determina la nivelul arborelui cotit la iesirea din motor si depinde de randamentul mecanic al motorului.

randamentul mecanic

conform [2], tab. 22, pag. 926. Se adopta

lucru mecanic efectiv

presiunea medie efectiva

(

puterea efectiva

Puterea indicata in tema de proiect este

randamentul efectiv

consumul specific efectiv de benzina

puterea litrica

Bibliografie

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

2. Negrea V. D. Procese in motoarele cu ardere interna, Economicitate. Combaterea poluarii, vol.I, Ed.Politehnica, Timisoara, 2001.

3. Negrea V. D. Procese in motoarele cu ardere interna, Economicitate. Combaterea poluarii, vol.II,Ed.Politehnica, Timisoara, 2003.

4. Negrescu M., s.a. Motoare cu ardere interna – procese, vol. I,

Editura Matrixrom, Bucuresti, 1995.

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.






Politica de confidentialitate



DISTRIBUIE DOCUMENTUL

Comentarii


Vizualizari: 1174
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