Refereni tiinifici:

Universitatea din Oradea

Facultatea de Inginerie managerial si technologica

Specializare: Autovehicule rutiere

Calculul dimensiunilor fundamentale al unui

M.A.I

Motor: 1KR(384F)-998 cmc,mas-PeugeotPe=50kw,Ne=5600.Indrumator de proiect:

Prof. dr. ing. Blaga VasileSTUDENT

Jurcau Claudiu Mihai

Gr. 231B

FORMULE SI TEORIE FOLOSITE INCALCULUL DIMENSIUNILOR

FUNDAMENTALE ALE

M.A.I

1.Unghiul de rotaie a arborelui cotit n RAC, .

2. Viteza medie a pistonului 3. Coeficient de sarcin.

4.Coeficientul de dozaj d:

5.Coeficientul excesului de aer

6.Randamentul mecanic

. 7. Lucrul mecanic indicat

.

8. Puterea efectiv dezvoltat de motor este

. 9.Puterea indicata

[kW] [kW] unde se introduce n iar n m3.

10. Cnsumul specific efectiv de combustibil

[kg/kWh];

[g/kWh]

11.Randamentul efectiv , definit de raportul dintre lucrul mecanic efectiv

12. Randamentul termic al ciclul cu ardere izocor.

, iar este exponentul adiabatic.

13. Presiunea medie a ciclului

este gradul de cretere a presiunii.

14.Randamentul termic al ciclul cu ardere mixt

, este gradul de destindere prealabil.

15. Presiunea medie a ciclului cu ardere mixt este:

16. Randamentul termic al acestui ciclu motrului supraalimentat unde este gradul de cretere a presiunii n suflant; - raportul total de compresie; este raportul de compresie al suflantei; este gradul de destindere a gazelor n turbin17.Ecuatia de bilant pentru calculul umplerii care este coeficientul gazelor reziduale, rezult:

18.Temperatura in punctul caracteristic a

19.Presiunea de admisie in punctul caracteristic a

As este aria seciunii libere controlat de supapa de admisie; Vs - cilindreea; n - turaia motorului; - rezistena gazodinamic a traseului de umplere; k - coeficient de proporionalitate; g - acceleraia gravitaional.sau

n care ka ine seama de toate constantele, iar Asm este aria seciunii medii controlat de supapa de admisie.

20. Coeficientul de umplere

21.Numrul de kilomoli n punctul a este format din Np kilomoli de fluid proaspt i kilomoli de gaze reziduale,

de unde:

rezult:

Deoarece i se obine expresia final a coeficientului de umplere:

22. Lucrul mecanic de pompaj

unde Le este aria b-r-r'-a'-b, iar La este aria a-r-r'-a'-a.

Tabelul 1 Valorile orientative ale coeficientului gazelor reziduale i ale coeficientului de umplere Tipul motoruluiCoeficientul gazelor reziduale

Coeficientul de umplere

MASn patru timpi cu admisie normal0,060,180,750,85

n doi timpi cu baleiaj prin carter0,250,350,50,7

MAC

n patru timpicu admisie normal0,030,060,750,9

supraalimentat0,010,030,850,95

n doi timpibaleiaj n echicurent0,030,060,750,85

baleiaj n bucl0,080,30,650,8

baleiaj prin carter0,250,350,50,7

23.Exponentul adiabatic

unde R este constanta gazelor, rezult c valoarea acestuia scade cu creterea temperaturii. Scderea exponentului politroic este mai pronunat dect a exponentului , la aceasta contribuind i scprile de gaze prin neetaneiti. Pentru MAS, nc = 1,32 ...1,39 iar pentru MAC, nc = 1,36 ... 1,4. Parametrii de stare la sfritul cursei de comprimare se obin cu relaiile:

24.Presiunea in punctul caracteristic c

25.Temperatura in punctul caracteristic c Valorile orientative ale presiunii i temperaturii la sfritul cursei de comprimare sunt date n tabelul 2.Tabelul 2.Valorile orientative ale presiunii i temperaturii la sfritul cursei de comprimare

Tipul motoruluiPresiunea pc [daN/cm2]Temperatura Tc[K]

MAS1020600750

MAC3050800950

Compoziia combustibililor lichizi se exprim, de obicei, prin coninutul masic: c n kg carbon/kg combustibil, h n kg hidrogen/kg combustibil i o, kg oxigen/kg combustibil, tabelul 3Tabelul 31.Caracteristici ale combustibililor pentru motoare de automobile i tractoareCombustibilCompoziia, kg/kgOminLminQinf

cho

benzin0,8540,1420,0043,3910,106514,70,50734350010400

motorin0,8580,1330,0103,3320,194314,50,49664186810000

.

26. Cantitatea de oxigen Omin este dat de relaia:

[kg O2 / kg comb.]

[kmol O2 / kg comb.]

Cunoscnd compoziia masic a aerului de 77 % azot i 23 % oxigen i cea volumic de 79 % azot i 21 % oxigen, se obine cantitatea minim de aer necesar arderii complete. 27.Aerul minim necesar arderii

,[kg aer / kg comb.]

,[kmol aer/kg comb.]

n tabelul 4 sunt prezentate relaiile de calcul ale componentelor gazelor arse.Tabelul 4.Relaii de calcul ale componentelor gazelor arse

ComponenteArdere completArdere incomplet

kmol component/

kg combustibilkg component/

kg combustibilkmol component/

kg combustibil

kg component/

kg combustibil

CO2c/1211c/8[c-5,04(1-) Lmin]/1211[c-0,173(1-) Lmin]/3

CO--[5,04(1-) Lmin]/127[0,173(1-) Lmin]/3

H2Oh/29hh/29h

O2

--

N2

Cantitatea total de gaze arseLmin(-1)+c/12+h/20,79Lmin+c/12+h/2

Pentru calcul arderii se consider ca model ciclul de referin al MAC, figura 1 a, care poate fi completat cu izoterma z-u, ce caracterizeaz postarderea. Se ine seama de variaia cldurilor specifice cu temperatura, variaia compoziiei chimice a fluidului motor i pierderile de cldur prin perei.

a. b.

Fig.1. Modelul de calcul al procesului arderii pentru MAC

Se stabilesc ecuaii prin care se coreleaz cldura dezvoltat n timpul arderii vizibile (c-y-z) i al postarderii (z-u) cu parametrii fluidului motor i ai ciclului.[2]28.Ecuaia de bilanul energetic al arderii, care, pentru modelul admis, figura 1, b, este:

(4.1)unde = 0,80 ...0,92 este coeficientul de utilizare a cldurii, care ia n considerare pierderile prin perei.

29.Cldura disponibil n timpul arderii vizibile Qp i Qv i al postarderii QT este

[kj / kg comb.] (4.2)30. Variaia energiei interne pe evoluia c-u este: (4.3)

(, evoluia z u fiind izoterm).31.Lucrul mecanic,

(evoluia c y fiind o izocor).32. Presupunnd c arderea se termin n punctul z, ecuaia bilanului energetic devine, figura 1, a :

Calculul dezvolt pentru un kilogram de combustibil, pentru care se cunosc: compoziia elementar c + h + 0 = 1 kg; cantitatea corespunztoare de aer i puterea calorific inferioar Qi,. Se noteaz cu N1 numrul de kilomoli de fluid motor proaspt; N2 - numrul de kilomoli rezultai prin ardere; -numrul de kilomoli de gaze reziduale; UMz i UMc- energiile interne molare ale fluidului motor n punctele z i c; IMz - entalpia molar n punctul z; p, V i T - presiunea, volumul i temperatura n punctele c, y i z.Ecuaia (32) devine:

rezult:

47. Ecuatia de bilant termic

iar 48.

i

49.

,

unde este raortul de cretere a presiunii n timpul arderii izocore,

mprind ecuaia (47) cu i innd seama de relaiile (48) i (49) se obine:

50. Ecuatia de bilant

i

s-a notat raportul dintre numrul de kilomoli de gaze rezultate prin ardere (punctul z) i numrul de kilomoli la nceputul arderii (punctul c) fiind numit coeficient de variaie molecular.

Ecuaia (50) se rezolv alegnd valoarea coeficienilor i (1,4 ... 2) i cunoscnd mrimile Qi, UMc i Tc se obine IMz. Valoarea temperaturii Tz, rezult din grafice de forma IMz Tz, figura 2.

Ecuaia fiind de gradul doi, poate fi rezolvat i prin ncercri succesive (deoarece IMz = CMz Tz , iar CMz = a + bTz).

Calculul arderii pentru ciclul de referin al unui MAS, al crui model este redat n figura 3 se face tot pe baza ecuaiei (32), care devine:51.Ecuatia de bilant termic pentru M.A.S

,

unde ( n cazul arderii complete () i n cazul arderii incomplete ( fiind o fraciune din puterea calorific a combustibilului, corespunztoare arderii incomplete.

Fcnd nlocuirile n ecuaia (51) se obine:

52.Ecuatia finala

care poate fi rezolvat prin ncercri succesive. Presiunea la sfritul arderii se calculeaz prin intermediul ecuaiilor de stare scrise pentru punctele c i z.

Fig. 2. Variaia entalpiei IMz n funcie de temperatura T z, pentru diferii coeficieni

de exces de aer .

Fig.3. Model de calcuI al arderii pentru MAS

Limitele n care variaz temperatura i presiunea la sfritul arderii sunt redate n tabelul 5.Tabelul 5.Limitele de variaie ale unor parametric pentru procesul de ardereParametrulMACMAS

Coeficientul

0,750,900,850,95

Coeficientul =(pz/pc)1,422,854,5

Temperatura maxim, n K1800240024003000

Presiunea maxim, n daN/cm2451203550

53. Calculul parametrilor la sfritul destinderii

i 54. Presiunea i temperatura la sfritul cursei destinderii (punclul b) sunt:

Mrimile i

Limitele de variaie ale presiunii i temperaturii la sfritul destinderii sunt redate n tabelul 6.

Tabelul 6.Limitele de variaie ale unor paramrtri la sfritul destinderii

ParametrulMACMAS

Presiunea, n daN/cm22435

Temperatura, n K900120012001600

6 .INDICII MOTOARELOR TERMICE

6.1. Indicii principali ai ciclului de funcionare

Coeficientului de plenitudine al diagramei r = 0,92 ... 0,97 (la MAS r este mai aproape de limita superioar). Acest coeficient reprezinta raportul dintre lucrul mecanic indicat Lir corespunztor diagramei rotunjite i lucrul mecanic teoretic Lt ,al diagramei convenionale

(6.1)

Lucrul mecanic al unitii de cilindree se numete presiune medie indicat .Se poate defini i ca o presiune convenional constant, care acionnd asupra pistonului n timpul cursei de destindere, produce un lucru mecanic egal cu lucrul mecanic indicat, efectuat de gaze ntr-un ciclu.

6.1.1. Presiunea medie indicat

n cazul prelucrrii diagramelor indicate (pentru un motor existent), valoarea medie a presiunii indicate se determin ca fiind nlimea unui dreptunghi care are lungimea echivalent cursei pistonului i aria egal cu cea a diagramei indicate, adic:

, N/m2 (6.2)

n care A este aria diagramei indicate, n mm2; m - scara, n N/m2 mm i l - lungimea diagramei corespunzatoare cursei pistonului, n mm. Presiunea medie indicat se poate calcula i pe baza diagramei convenionale de calcul, la care se aplic apoi efectul rotunjirilor. n acest sens se consider diagrama din figura 6.3, pentru care lucrul mecanic teoretic este (6.3)

iar lucrul mecanic al procesului izobar y-z este:

(6.4)

unde i

Fig.6.3. Diagrama convenional de calcul al presiunii medii indicate la MACLucrul mecanic din timpul destinderii politropice y-b:

unde

(6.5)

Lucrul mecanic negativ al comprimrii politropice a-c este:

(6.6)

Fcnd nlocuirile n relaia (6.3), rezult:

(6.7)presiunea meduie indicat se determin cu relaia:

(6.8)

unde

Dac se nlocuiete Lt din relaia (6.7) n relaia (6.8) rezult:

(6.9)

Pentru ciclul cu ardere izocor la MAS, unde i relaia (6.9) devine:

(6.10)

n calcul nu s-a inut seama de aria corespunztoare diagramei de pompaj (a proceselor de schimbare a gazelor), care reprezint un lucru mecanic negativ. Lucrul mecanic de pompaj este inclus n randamentul mecanic, datorit particularitilor metodelor care se aplic pentru determinarea acestuia. Ca atare, lucrul mecanic i presiunea medie indicat se obin prin planimetrarea buclei mari a diagramei indicate.

Presiunea medie indicat a diagramei rotunjite se obine astfel:

(6.11)

unde pi este presiunea medie indicat la motoarele n patru timpi

La motoarele n doi timpi, presiunea medie indicat a diagramei covencionale de calcul este:

(6.12)

unde este volumul corespunztor cursei utile.

Deoarece n diagrama indicat real pierderile de arie datorit rotunjirilor, din perioada arderii, sunt compensate, la majoritatea motoarelor n doi timpi, prin ctigul de arie corespunztor perioadei evacurii i baleiajului, iar presiunea medie indicat real se calculeaz cu relaia:

(6.13)

sau:

(6.14)

unde este fraciunea din cursa pistonului afectat baleiajului, iar , este coeficientul de plenitudine al diagramei. Valorile presiunii medii indicate ale principalelor tipuri de motoare, la regimul nominal, sunt prezentate n tabelul 6.1. [2]

Tabelul 6.1. Valorile presiunii medii indicate, randamentul mecanic i presiunii medii efective la regimul nominal

Tipul motorului

MAS n patru timpi0,9.....1,250,75....0,90,65....0,98

MAC n patru timpi0,8.......1.10,75....0,850,6....0,9

MAC n patru timpi supraalimentatMax. 2,30,85....0,95Min. 0,75

Presiunea se micoreaz odata cu sarcina. Cele mai mici valori se ating la mersul n gol, cnd lucrul mecanic indicat se consum datorit frecrilor pistonului i segmenilor cu cilindrul, frecarilor din lagre, pentru efectuarea schimbului de gaze i acionarea mecanismelor auxiliare.

6.1 .2. Puterea indicatPresiunii medii indicate pi corespunde puterea indicat .

Daca este numrul de timpi, numarul de cicluri efectuate ntr-o secund este n' fiind numarul de rotaii pe secund ale arborelui cotit. Pentru un motor cu cilindreea unitara n m3 i cu i cilindri, puterea indicat rezult [1]

(6.15)

Dac se utilizeaz turaia n, n rot/min, se obine

(6.16)La motoarele n patru timpi , iar la motoarele n doi timpi .

6.1.3. Randamentul indicat

Randamentul indicat este egal cu raportul dintre lucrul mecanic indicat i cldura Q consumat pentru producerea acestuia. Se consider lucrul mecanic indicat real , rezult

(6.17)

unde este randamentul relativ care ine seama de pierderile de cldur prin perei, de arderea incomplet etc.; este randamentul terrnic al ciclului teoretic.

6.1.4. Consumul specific indicat de combustibil

Consumul specific indicat de combustibil se obine mprind consumul orar de combustibil la puterea indicat

(6.18)tiind c rezult

(6.19)Qi este puterea calorific inferioar a combustibilului,

6.1.5. Relaii ntre indicii principali ce caracterizeaz ciclul funcional

Cantitatea de aer necesar pe ciclu este [2];[10]

(6,20)

unde este consumul de combustibil, n kg/s; - cantitatea minim de aer necesar pentru arderea teoretic complet a unui kg de combustibil, n kg/kg.

Cantitatea de aer care ar ocupa cilindreea la presiunea i temperatura de la intrarea n sistemul de admisie se calculeaz cu relaia

(6.21)

unde este densitatea aerului n aceste condiii.

Conform relaiei (6.19)

rezult

(6.22)

unde cs se exprim n kg/Ws.

Se ntroduce valoarea lui Cs din relaia (6.22) n relaia (6,20)

rezult

(6.23)

Relaia coeficientului de umplere se determin cu raportul

(6.24)

de unde

(6.25)

sau transformnd cs din n , rezult

(6.26)

nlocuind din relaia (6.26) n relaia (6.19) se obine randamentul indicat

(6.27)

Rezult

(6.28)

Relaiile (6.26) i (6.28) arat legtura dintre consumul specific indicat combustibil respectiv randamentul indicat i factorii ce caracterizeaz ciclul funcional. Cu ajutorul acestor relaii se apreciaz economicitatea motoruIui, putndu-se stabili condiiile de optimizare a ciclului.Din relatia (6.28) se determin

(6.29)

nlocuind relaia (6.29) n (6.16) rezult

(6.30)

6.2. Indicii principali ce caracterizeaz funcionarea motoarelor

6.2.1. Puterea efectiv, puterea echivalent pierderilor i presiunea medie efectiv

Puterea indicat, produs n cilindrul motorului, nu se transmite integral arborelui cotit, din cauza pierderilor mecanice. Puterea care se transmite arborelui cotit se numete putere efectiv i este determinat cu relaia

(6.31)n care este puterea echivalent pierderilor mecanice.

i pot fi raportate la volumul cilindrului, obinndu-se presiunea medie efectiv i presiunea medie a pierdrilor mecanice .

Presiunea medie efectiv poate fi definit ca o presiune convenional, constant, care acioneaz asupra pistonului, producnd n timpul destinderii un lucru mecanic util, egal cu lucrul mecanic efectiv transmis arborelui cotit.

Micorarea puterii indicate, ca rezultat al pierderilor mecanice, se apreciaz cu ajutorul randamentului mecanic

(6.32)

relaie care poate fi exprimat i prin presiuni

(6.33)

sau lucru mecanic

(6.34)

Puterea pierderilor mecanice include puterea consumat datorit frecrii pistonului i segmenilor de cilindru, frecrilor din lagrele palier i din cuzineii de biel, puterea consumat pentru acionarea pompei de lichid de rcire, pompei de ulei,ventilatorului, generatorului de curent, pompei de injecie i puterea consumat pentru schimbarea gazelor, la motoarele n patru timpi.

Indicii efectivi se calculeaz cu relaia

(6.35)

Relaia precedent poate fi utilizat pentru calculul puterii pierderilor mecanice, dac presiunea efective se nlocuiete cu

(6.36)

Un alt indice caracteristic este puterea volumic (puterea litric), definit prin raportul dintre puterea efectiv i cilindreea total

(6.37)

Introducnd n relaia (6.37) relaia , i relaia (6.29)

rezult expresia

(6.38)

care arat posibilitile de alegere a factorilor de influen corespunztor realizrii unei puteri volumice ct mai mari.

6.2.2. Randamentul efectiv i consumul specific efectiv de combustibil

Gradul de utilizare a cldurii disponibile Q, inind seam de toate pierderile termice i mecanice, se apreciaz prin randamentul efectiv i consumul specific efectiv de combustibil . Considernd lucrul mecanic efectiv obinut pe ciclu, randamentul efectiv este

(6.39)

deoarece i din relaia (6.39) se deduce

(6.40)

Consumul specific efectiv de combustibil se calculeaz din relaii analoage

cu (6.18) i (6.19), adic

EMBED Equation.3 (6.41)

sau

EMBED Equation.3 (6.42)

n tabelul 6.2. se dau valorile uzualle ale mrimilor , , ,

Tabelul 6.2.Valorile randamentelor indicat i efectiv i ale consumurilor specifice indicat iefectiv la regimul nominal

Tipul motorului

M.A.S.de automobile0,28...0,380,25...0,32245...300300...325

M,A.C. rapide0,42...0,480,35...0,40175...210217...240

6.3.Bilanul energetic al motorului

Din analiza indicilor motorului rezult c numai o parte din cldura dezvoltat prin arderea combustibulului (cldura disponibil) este utilizat penrtu efectuarea lucrului mecanic efectiv, restul servind la acoperirea pierderilor. Repartiia cldurii disponibile Q ntre lucrul mecanic efectiv i diferitele pierderi reprezint bilanul energetic.[1];[2];[9]Ecuaia bilanului energetic al motorului are forma

EMBED Equation.3 (6.43)

n care este cldura echivalent lucrului mecanic efectiv; - cldura cedat mediului de rcire; - cldura evacuat odata cu gazele arse; - cldura pierdut datorit arderii incomplete a combustibilului; - termenul rezidual (cldura neevaluat prin ceilali termeni).Primii doi termeni ai ecuaiei se calculeaz cu relaiile i

n cazul rcirii cu lichid, cldura cedat acestuia este

unde este cantitatea de lichid care circul prin motor, n ; - cldura specific medie a lichidului, n ; i - temperaturile lichidului la intrarea n motor i respectiv la ieirea din el, n C.

Cldura evacuat cu gazele arse se obine prin diferena dintre entalpia acestor gaze i entalpia ncrcturii proaspete

unde i sunt cldurile specifice medii ale gazelor arse i respectiv ncrcturii proaspete, n ; , i - temperaturile gazelor la evacuare, ncrcturii proaspete la intrarea n motor i respectiv mediului nconjurtor, n C.

Presupunnd c arderea incomplet intervine numai cnd , cldura pierdut datorit acesteia se calculeaz cu relaia

n cazul cnd

EMBED Equation.3 este n termenul rezidual , care rezult scznd din suma dintre i ceilalte pierderi.

Bilanul energetic poate fi exprimat i prin intermediul fraciunilor

EMBED Equation.3 adic prin relaia

Valorile acestor termeni n procente sunt date n tabelul 6.3.Tabelul 6.3.Valorile procentualeale termenilor bilanului energetic

Tipul motorului

M.A.S.25...3012...2030...550...273...8

M.A.C.32...4015...3525...450...52...5

Calculul dimensiunilor fundamentale Jurcau Claudiu Mihai9. Calculul dimensiunilor fundamentale 9.1 Date initiale:Calculul dinamic al automobilului si proiectarea transmisie principale a unui automobil cu motor cu aprindere prin scanteie, cu injectie electronic de motorin cu puterea Pe=50 kW, turatia np=5600 rot/min, capacitatea cilindric 998 cm3, cu 3 cilindri n linie.

9.2 Indici constructivi 9.2.1 Puterea litrica Pl [kw/l] Pl=30-45 kw/l: mas Pl=15-30 kw/l: mac

9.2.2 Puterea pe cilindru Pei[kw/cil] Pei=Pe/i Pei=7-20 kw/cil: autoturisme Pei=14-37 kw/cil: autocamioane,autobuze Se alege Pei=11,25 kW/cil

9.3 Calculul alezajului D[mm] si a cursei pistonului Sp[mm]

Se alege raport cursa-diametru rcd = 1,04

MEMORIU JUSTIFICATIV DE CALCUL

Calculul dimensiunilor fundamentale Jurcau Claudiu Mihai Alezajul se alege D = 84 mm

Se alege cursa pistonului sp = 88 mm

9.4 Calculul volumului maxim Va si a volumului minim VcSe alege raportul de comprimare = 10

Volumul maxim este Va = 0,529 l, volumul minim este Vc = 0,053 l9.5 Calculul parametrilor de stare ai punctelor caracteristice de la ciclul motor termic.9.5.1 Calculul parametrilor de stare a punctului aSe alege presiunea de admisie pa = 0,85 * 105 N/m2 , temperatura mediului ambiant T0 = 293 K, presiunea mediului ambiant p0 = 1 * 105 N/m2, gradul de incalzire a incarcaturii proaspete = 1,06, presiunea gazelor de evacuare pg = 1,2 * 105 N/m2 , coeficientul gazelor reziduale r = 0,06.

Temperatura incarcaturii proaspete este Ta este :

Parametri de stare a punctului a sunt : pa = 0,85 * 105 N/m2 , Va = 0,529, Ta = 341,164 KCoeficientul de umplere u este :

9.5.2 Calculul parametrilor de stare a punctului c, ciclul fara aprindereSe alege exponentul adiabatic nc = 1,35

Calculul dimensiunilor fundamentale Jurcau Claudiu Mihai

Parametri de stare a punctului c sunt : pc = 1,903 * 106 N/m2 , Vc = 0,053, Tc = 763,772 K9.5.3 Calculul parametrilor de stare a punctului c'Se noteaza cu: c' = Vc'/Vc . In jurul p.m.i, pentru c'