UNIVERSITATEA DIN ORADEA

FACULTATEA INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI TEHNOLOGICĂ

PROIECT

Termogazodinamica

motoarelor cu ardere internă

ÎNDRUMĂTOR DE PROIECT STUDENT

Anul III, AR,

Oradea

TEMA DE PROIECTARE

Să se proiecteze calculul termic pentru un motor cu patru timpuri cu următoarele caracteristici:

- Numărul de cilindrii i = 4

- Putere maximă efectivă

- Turaţia de putere maximă

- Cu aprindere prin scânteie

- Destinat să echipeze un autoturism

2

CUPRINS

Cap. 1. Memoriu de prezentare

1.1. Nivelul actual al tehnicii în construcţia motoarelor cu ardere internă pentru autovehicule

rutiere

1.2. Studiul comparative al motoarelor similare cu cel din tema de proiect

Cap. 2. Memoriu justificativ de calcul

2.1. Alegerea parametrilor iniţiali necesar calcului termic

2.2. Calculul proceselor de schimbare

2.2.1. Alegerea parametrilor iniţiale ai procesului de schimbare a gazelor2.2.2. Calculul parametrilor constructive ai motoarelor

2.2.3. Calculul gradului de umplere al cilindrului 2.2.4. Calculul presiunii fluidului proaspăt din cilindru la sfârşitul cursei de admisie

2.2.5. Calculul presiunii fluidului proaspat din galeria de admisie 2.2.6. Calculul coeficientului de gaze reziduale 2.2.7. Calculul temperaturii fluidului proaspăt din cilindru la sfârşitul cursei de admisie 2.2.8. Calculul vitezei medii a fluidului proaspăt din galeria de admisiune 2.2.9. Calculul vitezei medii a fluidului proaspăt în secţiunea oferită de supapa de admisie

2.3. Calculul procesului de comprimare

2.4. Calculul procesului de ardere

2.4.1. Determinarea compoziţiei amestecului iniţial 2.4.2. Determinarea compoziţiei produselor de ardere 2.4.3. Calculul coeficientului de variaţie molară ai procesului de ardere 2.4.4. Calculul căldurii specifice la volum constant a amestecului iniţial 2.4.5. Calculul căldurii specifice la volum constant a gazelor de ardere 2.4.6. Calculul temperaturii maxime atinse în cilindru 2.4.7. Calculul parametrilor termodinamici ai procesului de ardere

2.5. Calculul procesului de destindere

2.6. Diagrama indicată în coordonate p-V

2.7. Diagrama indicată desfăşurată în coordonate p-α

2.8. Planimetrarea diagramei indicate

2.9. Calculul parametrilor indicaţi ai ciclului motor

2.10. Calculul parametrilor efectivi ai motorului

Bibliografie

3

1. Memoriu de prezentare

1.1. Nivelul actual al tehnicii în construcţia motoarelor cu ardere internă pentru autovehicule rutiere

În lumina noilor progrese în domeniul propulsiei electrice, motorul cu ardere internă trebuie să facă faţă şi acestei noi provocări. De aceea, în ultimii ani s-au înregistrat eforturi susţinute în domeniul motoarelor cu ardere internă destinate propulsiei rutiere, astfel că au apărut o multitudine de soluţii tehnice radicale, al căror scop este acela de a renunţa la cauzele ineficienţei motoarelor, cauze ce au fost considerate ca inevitabile în decursul acestui secol de industrializare a motoarelor cu ardere internă.

Comprimarea variabilă reprezintă, în viziunea echipei, următorul pas în evoluţia motoarelor cu ardere internă destinate propulsiei rutiere, etapă considerată ca una de tranziţie între stadiul actual, al motoarelor cu ardere internă şi cel următor, al pilelor de combustie.

O caracteristică importantă a motoarelor de automobil este marea varietate a regimurilor de funcţionare. Printre acestea, regimurile de sarcini mici şi mijlocii au un rol esenţial, deoarece funcţionarea la aceste regimuri este definitorie pentru economicitatea motorului. Din nefericire, la aceste regimuri randamentul termic este mult diminuat în comparaţie cu cel înregistrat la sarcină plină. În concluzie, ar trebui căutate soluţiile constructive care acţionează îndeosebi în zona acestor regimuri, pentru a determina o creştere a randamentului termic.

În cazul motoarelor cu aprindere prin scînteie, controlul cantitativ al sarcinii prin obturarea canalului de admisie determină nu numai pierderile prin pompaj dar şi micşorarea raportului real de comprimare al gazelor (εp). Datorită valorii fixe (invariabile în timpul funcţionării) a raportului geometric de comprimare (εv), masa mai mică de încărcătură proaspătă, ce rezultă în urma scăderii nivelului de sarcină, va ocupa acelaşi volum la sfîrşitul cursei de comprimare, astfel că amestecul va fi mai puţin comprimat faţă de situaţia înregistrată la sarcină plină. Acesta constituie principalul dezavantaj al motoarelor cu aprindere prin scînteie. Rezultă, deci, că devine economică creşterea raportului geometric de comprimare (εv) cu scăderea nivelului de sarcină, în acest mod gradul sau raportul real de comprimare al gazelor (εp) fiind refăcut.

În etapele sale de evoluţie motorul a trecut de la un reglaj manual al avansului la aprindere, la deja perimatul ruptor-distribuitor care înseamnă un reglaj automat în funcţie de sarcină şi turaţie. De asemenea, carburatorul a devenit din ce în ce mai sofisticat, iar în cele din urmă s-a trecut la actualul sistem de injecţie electronică de benzină, în care dozajul se face în funcţie de sarcină, turaţie, temperatură şi alţi parametri de funcţionare - adică tot la un sistem automat. În plus faţă de acestea, renunţarea la sistemul de distribuţie fixă, optimizat pentru un singur regim de funcţionare (de regulă, regimul sarcinii pline) şi trecerea la un sistem de distribuţie variabilă cu sarcina şi cu turaţia a fost deja făcută.

4

Este deci absolut logică, în evoluţia motorului, trecerea la automatizarea reglării proceselor fundamentale, respectiv la variaţia raportului geometric de comprimare.

Efectul de încălzire globală a adăugat pe lista emisiilor reglementate şi bioxidul de carbon, care până de curând era considerat inofensiv şi nu era reglementat. Emisiile de CO2 depind direct de cantitatea de combustibil ars, deci motoarele ecologice ale viitorului vor trebui sã aibã, în primul rînd, consum mic de combustibil.

Din această perspectivă, s-a încercat, mai întâi, o analiză amănunţită a dezavantajelor fundamentale ale motorului cu aprindere prin scânteie, analiză ce a permis nuanţarea noţiunii de raport de comprimare. Astfel, această noţiune trebuie înţeleasă într-un sens mai larg, aşa încât să fie posibilă distincţia între mărimile geometrice şi reale care definesc gradul de comprimare, acesta din urmă privit ca o noţiune generică ce caracterizează procesul de comprimare. Nuanţarea noţiunii de raport de comprimare fiind făcută, s-a putut continua cu analiza soluţiilor de variaţie a raportului de comprimare. Desigur, se poate modifica, fie raportul geometric de comprimare (εv), fie raportul efectiv de comprimare ( ), fie se pot modifica ambele mărimi.

Pentru analiza stadiului actual în domeniul motoarelor cu raport de comprimare variabil, s-a consultat literatura de specialitate (cărţi, reviste, articole, site-uri Web etc) şi s-a realizat o sinteză reprezentativă a principiilor de modificare a raportului de comprimare. S-au reţinut peste 20 de soluţii (Pouliot, Crist, Hara Piteşti, Saab Variable Compression, Larsen, CFR, VW, PSA-Froumajou, BICERA, Extremely Economic Engine - Kragujevac Serbia, Ford-FEV’s Crankdrive Control Epsilon, MayFlower e3, Multi Cycle Engine, motorul cu cilindrii cuplaţi – principiul A, Giurca Craiova, Gomec Variable Compression etc), analizate critic, cu specificarea avantajelor şi dezavantajelor.

5

1.2. Studiul comparative al motoarelor similare cu cel din tema de proiect

Motorul din tema de proiect: Categoria autovehiculului autoturism, tip aprindere cu scânteie, Pe max= 55 [kW] ,np= 5500 [rot/min], nr.de cilindri i = 4 cilindri.

Nrcrt

Marca / Tipul autovehiculului Nr.de cilind

rii

Cilindree

totalăVt

[cm3]

Cursă

S

[mm]

Alezaj

D

[mm]

Rap.de

comp.ε

Tipaliment

are

Putere

max.efecti

văPe max

[kW]

Turaţia

la Pmax

np

[rot/min]

Momentmax

efectivMmax

[daN m]

Turaţiala

Mmax

nmax

[rot/min]

Nr.de supape

/cil.

RaportΨ

[mm/ mm]

Wp

[m/s2]

pe

[MPa]

pel

[kW/ cil.]

PL

[kW/ dm3]

PA

[kW/ dm2]

12345 Rover 4 1273 81,3 70,6 9,75 EM 55 5500 95 3000 4 1,15 14,9 0,007 11,5 36,13 0,0260

6

2. Memoriu justificativ de calcul

2.1. Alegerea parametrilor iniţiali necesar calcului termic

Parametrii iniţiali utilizate la calculul termic sunt:

- Numărul de cilindrii i = 4 conform tema de proiect- Numărul de timpi ai cilindrului motor conform tema de proiect- Puterea efectivă maximă conform tema de proiect- Turaţia corespunzătoare a puterii maxime conform tema de proiect- Viteza medie a pistonului s-a adoptat pe baza studiului motoarelor similar cu cel

din tema de proiect- Puterea litrică la fel s-a ales pe baza studiului tehnicii actuale privind motoare

similare cu cel din tema de proiect- Numărul de supape pe cilindru - Raportul cu comprimare s-a ales pe baza studiului tehnicii actuale privind motoare similare

cu cel din tema de proiect- Coeficientul excesului de aer s-a ales în intervalul (0,85 - 0,90) conform [2]

- Presiunea iniţial al mediului ambient conform standardelor privind încerca- rea motoarelor

- Temperature iniţial standard echivalent cu - Presiunea aerului în condiţii normale de stare - Densitatea aerului în condiţii normale de stare - Temperature aerului în condiţii de stare - Constanta specifică a aerului [2]

- Constanta specifică a benzinei (octan) [2]

2.2. Calculul proceselor de schimbare

2.2.1. Alegerea parametrilor iniţiale ai procesului de schimbare a gazelor

Valorile parametrilor iniţiali ai procesului de schimbare a gazelor se aleg pe baza recomandări- lor din literature de specialitate ţinând cont de destinaţia autovehiculului, perfomanţele maxime necesare a fi atinse şi caracteristiciile motoarelor similare. Parametrii aleşi sunt următorul: Parametrii fazelor de distribuţie

- Avansul la deschiderea supapei de admisie [2]

- Întârzierea la închiderea supapei de admisiei [2]

- Avansul la deschiderea supapei de evacuare

- Întârzierea la închiderea supapei de evacuare

7

Alegerea valorilor optime s-a făcut spre limitele superior ale intervalelor recomandate, deoarece motorul este destinat să lucreze la turaţii ridicate pentru a oferi perfomanţe maxime de viteză a autovehiculului. În acest caz fenomenele inerţiale ale gazelor prin conducte au efecte (semnificative/reduse). Coeficientul de postumplere

(conform [2] tab. 2.5)

Coeficientul global al rezistenţelor gazodinamice al traseului de admisiune

(conform [2] tab. 2.5)

Coeficientul de debit al secţiunii oferite de supapa de admisie

(conform [2] tab. 2.5)

Factorul de profil al came ice acţionează supapa de admisie

Unghiul de prelucrare al tarerului supapei de admisie

Înălţimea maximă de ridicare a supapei de admisie pentru alezaje

Încălzirea fluidului proaspăt de la pereţii caldi ai traseului

Presiunea din cilindru la sfârşitul cursei de evacuare

(conform [2] tab. 2.5)

Temperatura gazelor reziduale din cilindru la sfârşitul cursei de evacuare

(conform [2] tab. 2.5)

Masa minimă de aer necesar pentru arderea completă a unui kg de combustibil[2]

2.2.2. Calculul parametrilor constructive ai motoarelor- Cilindreea unitară

- Cursa pistonului

- Alezajul cilindrului

8

- Diametrul exterior al tarelui supapei de admisie

din alezajul cilindrului

- Diametrul exterior al tarelui supapei de evacuare

din

- Diametrul secţiunii libere al galeriei de admisiune

- Durata procesului de admisie

- Durata procesului de evacuare

- Secţiunea litrică a supapei de admisie

Se încadrează în intervalul recomandat de (tab. 2.5. [])

2.2.3. Calculul gradului de umplere al cilindrului

Pentru calculul se vor determina în prealabil următorii parametrii de stare a procesului de admisie:1) gradul de încălzire a fluidului proaspăt

2) densitatea aerului în conditii standard de încercare a motorului cu ardere internă

3) densitatea fluidului proaspăt în condiții standard de încercare a motorului cu ardere internă

9

4) constanta specifică a fluidului proaspăt

5) exponentul adibatic a fluidului proaspătSe determină prin interpolare sau graphic pe baza valoriilor cunoscute din literature de specialitate pentru anumite valori

0,625 0,714 0,833 1,0 1,2501,330 1,339 1,345 1,353 1,362 1,4

Se trasează graficul și se determină graphic valoarea pentru din tema de proiect.6) viteza sunetului în fluidul proaspăt

7) gradul de umplereSe determină pe baza următorului sistem de cinci ecuații care are necunoscutele: , ,

Obs: Folosind metoda substituţiei pentru necunoscutele se ajunge la următoarea ecuaţie cu o singură necunoscută :

ηv 0,70 0,75 0,80 0,85 0,90Membrul stâng 9,41 10,07 10,75 11,44 12,15Membrul drept 11,77 11,67 11,56 11,44 11,32

Se trasează graficele de variație a celor două membri în funcție de . Intersecția celor două curbe reprezintă soluția cu necunoscuta .

10

se încadreaza în intervalul recomandat de literatura de specialitate: (0,7 – 0,9)

2.2.4. Calculul presiunii fluidului proaspăt din cilindru la sfârşitul cursei de admisie

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

2.2.5. Calculul presiunii fluidului proaspăt din galeria de admisie

Valoarea lui se încadrează în intervalul (0,88…0,93) recomandat de [1].

2.2.6. Calculul coeficientului de gaze reziduale

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

11

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

Ta se încadrează în intervalul (310…400)K recomandat de [1].

2.2.8. Calculul vitezei medii a fluidului proaspăt din galeria de admisie

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

2.3. Calculul procesului de comprimare

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

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

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

Ecuațiile transformărilor politropice sunt:

mc – corespondentul politropic al procesului de comprimareDin [1] se adoptă Vx – valoarea momentană a volumului ocupat de fluidul motor în timpul cursei de comprimare

12

px , Tx – presiunea respectiv temperatura momentană a fluidului motor corespunzătoare volumul Vx

Se consideră 8 valori ale volumului Vx situate la distanţe egale în intervalele [Vc,Va] şi rezultatele se trec în tabelul de mai jos.

Vx 0,1341 0,2541 0,4646 0,5844 0,6653 1,0152 1,2586 1,2741px 15,0367 0,7197 2,9161 2,1542 1,8154 1,0392 0,7825 0,77Tx 753,125 613,8224 506,0331 470,2155 451,106 394,0467 367,858 366,42

Se observă că valoarea presiunii pc şi temperatura Tc la sfârşitul procesului de comprimare se încadrează în intervalele recomandate de [1]:

2.4. Calculul procesului de ardere

Se bazează pe următoarele ipoteze:- în timpul procesului de ardere au loc variații ale compoziției chimice a fluidului motor.- căldurile specifice la volum constant ale fluidului motor variază în funcție de temperatura acestuia.- au loc pierderi de căldură prin pereții cilindrului. - arderea este un proces isocor care începe în punctul c al diagramei indicate și se termină în punctul

y- punctul c corespunde momentului scânteii electriceCalculul procesului de ardere se face pentru 1 kg de combustibil. Căldura degajării prin arderea combustibilului se determină cu relația:

unde Qi – puterea calorică inferioară a combustibilului Căldura utilă este căldura preluată de fluidul motor și reprezintă diferența dintre căldura

degajată prin arderea combustibilului și pierderile de căldură prin pereții cilindrului. Se determină cu ajutorul coeficientului căldurii utile cu relația:

2.4.1. Determinarea compoziţiei amestecului iniţial

Amestecul inițial de gaze aflate în cilindru la începutul procesului de ardere este format din aer și combustibil care a pătruns în cilindru în procesul de admisiune și gazele reziduale rămase din ciclul anterior. Substanțele care au pătruns în cilindru la sfârșitul procesului de admisie se numesc substanțe inițiale.

Numărul de Kmol de substanțe inițiale se determină cu relația:

13

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

Cantitatea minimă de aer necesar pentru arderea teoretic completă a unui kg de combustibil Lmin se determină cu relaţia:

c – participația masică a carbonului din molecula de combustibil, h – participația masică a hidrogenului din molecula de combustibil, o – participația masică a oxigenului din molecula de combustibil, Numărul de Kmol de gaze reziduale se determină cu relația:

Numărul de Kmol de amestec iniţial se determină cu relația:

2.4.2. Determinarea compoziţiei produselor de ardere

În urma arderii inomplete rezultă următoarele substanțe finale: . Gazele de ardere aflate în cilindru se compun din substanțele finale și gazele reziduale din ciclul anterior.

Fracțiunea din cantitatea de C din compoziția moleculei de combustibil, care arde complet și se transformă în se notează cu și se determină cu relația:

Fracțiunea de cantitate de c care arde incomplet și se transformă în , notată cu , se determină cu relația:

Număr de Kmol de din substanțele finale, notate cu , se determină cu relația:

14

Număr de Kmol de din substanțele finale, notate cu , se determină cu relația:

Fracțiunea de cantitate de h, aflat în moleculele de combustibil, care arde complet și se transformă în , notată cu și se determină cu relația:

Numărul de Kmol de :

Numărul de Kmol de care nu arde și este evacuat prin gazele arse:

Numărul de Kmol de , din cursul inițial, care nu reacționează chimic:

Numărul de Kmol de substanțe finale:

Numărul de Kmol de gaze de ardere:

2.4.3. Calculul coeficientului de variaţie molară ai procesului de ardere

Coeficient chimic de variație molară:

15

Coeficient total de variație molară:

2.4.4. Calculul căldurii specifice la volum constant a amestecului iniţial

În calculul căldurii specifice la volum constant ale motorului cu ardere internă se neglijează influența gazelor reziduale asupra acestora. Deoarece valorile căldurilor specifice depinde de temperatură, se va utiliza o valoare medie corespunzătoare intervalului de tempratură .

Căldura specifică a amestecului inițial se determină în funcție de participația masică a aerului și a combustibilului cu relația:

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

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

Determinarea căldurii specifice a gazelor de ardere se face în funcţie de participaţiile masice ale fiecărui component.

Participaţia masică a :

Participaţia masică a :

Participaţia masică a :

16

Participația masică a :

Participația masică a :

Căldura specifică medie la valori constante a gazelor de ardere:

– coeficienții căldurii specifice medii a fiecărui component din gazele de ardere pentru intervalul de temperatură .

- temperatură maximă atinsă în cilindru în timpul procesului de ardereDin [1] tab. 4.6 se aleg:

- :

- :

- :

- : - :

2.4.6. Calculul temperaturii maxime atinse în cilindru

Temperatura maximă în cilindru, în timpul procesului de ardere, se determină pe baza ecuației de bilanț energetic.

17

Deoarece depinde de relația (50) este o ecuație de gradul al II-lea cu necunoscuta , care va avea expresia:

Valoarea temperaturii se încadrează în intervalul , recomandat de literatura de specialitate.

2.4.7. Calculul parametrilor termodinamici ai procesului de ardere

Presiunea fluidului motor corespunzătoare y se determină cu relația:

Presiunea maximă din cilindru, atinsă în timpul procesului real de ardere Pmax , este mai mică decât cea teoretică deoarece arderea reală nu este izocoră.

2.5. Calculul procesului de destindere

Destinderea este procesul în care fluidul motor cedează energie pistonului. Calculul procesului de destindere se face în ipoteza că aceasta este o transformare

termodinamică politropică cu un exponent politropic constant. Ecuațiile transformării politropice sunt:

md – exponent politropic al procesului de destindere Vx – volumul ocupat de fluidul motor la un anumit moment x în intervalul

Se consideră 8 valori ale volumului Vx situate în intervalul , iar valorile calculate se centralizează în tabelul de mai jos:

Vx 0,1341 0,2541 0,4646 0,5844 0,6653 1,0152 1,2586 1,2741

18

Px 49,2946 21,7521 10,0472 7,4906 6,3452 3,6942 2,8057 2,7621Tx 2331 2787 1646 1543 3650 4108 4363 4378Se observă că volumul presiunii şi temperatura a fluidului motor la sfârșitul procesului

de destindere se încadrează în intervalele recomandate de literatura de specialitate.

2.6. Diagrama indicată în coordonate p-V

Diagrama indicată 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 astfel ca

Se alege pe ordonata scara corespunzatoare presiunii din cilindru astfel ca

Se trasează cu linie punctată dreapta orizontală corespunzătoare presiunii atmosferice și verticalele Vc și Va corespunzătoare poziției pistonului în punctul mort exterior și în punctul mort interior.

Valorile presiunii din cilindru se determină pentru diferite valori ale volumelor ocupate de fluidul motor și sunt centralizate în tabele de mai jos.

Comprimare:Vx 0,1341 0,2541 0,4646 0,5844 0,6653 1,0152 1,2586 1,2741px 15,0367 0,7197 2,9161 2,1542 1,8154 1,0392 0,7825 0,77

Destindere:Vx 0,1341 0,2541 0,4646 0,5844 0,6653 1,0152 1,2586 1,2741Px 49,2946 21,7521 10,0472 7,4906 6,3452 3,6942 2,8057 2,7621

Se adoptă constructiv conform recomandărilor din literatura de specialitate valoarea avansului la declanșarea scânteii electrice.

Volumul ocupat de fluidul motor corespunzător momentelor fazelor de distribuție și a momentului declanșării scânteii electrice se determină cu relațiile:

19

- raportul dintre raza manivelei şi lungimea bielei

conform [2]

Valorile volumelor calculate cu relaţiile de mai sus sunt trecute în tabelul următor:

0,1819 0,1452 0,178 1,1478 1,1182

Valorile presiunii din cilindru corespunzător poziţiilor pistonului din tabelul de mai sus s-au determinat grafic prin ridicarea verticalelor corespunzătoare şi citirea presiunii la intersecţia acestora cu diagrama indicată trasată anterior.

Fenomenele reale care au loc în cilindru şi momentele fazelor de distribuţie impun rotunjirea diagramei indicate în zonele corespunzătoare evacuării libere şi mixte, post-evacuării şi arderii rapide. Diagrama rezultată prin rotunjire s-a trasat cu linie groasă.

2.7. Diagrama indicată desfăşurată în coordonate p-α

Pentru trasarea diagramei în coordonate p- se aleg următoarele scări de reprezentare:- pe abscisă scara corespunzătoare unghiul

notăm - pe ordonată scara corespunzătoare presiuni din cilindru

astfel ca Se trasează pe sistemul de coordinate dreptele corespunzătoare presiunii atmosferice. Se

determină valorile unghiului corespunzătoare volumelor intermediare Vx alese în cursele de comprimare și destindere cu relațiile:

- pentru comprimare

- pentru destindere

20

cx – cursa pistonului din pmi până în poziția corespunzătoare volumului Vx

Rezultatele obținute sunt centralizate în tabelul de mai jos:

cx comprimare comprimare cx destindere destindere0 360 0 360

0,000024552 359,9989859 0,000024552 360,00101410,000067622 359,9983171 0,000067622 360,00168290,000092134 359,9980356 0,000092134 360,00196440,000197747 359,9971221 0,000197747 360,00287790,000180279 359,9497799 0,000180279 360,05022010,000230069 359,9968958 0,000230069 360,00310420,00023324 359,9968745 0,00023324 360,0031255

Se marchează punctele corespunzătoare coordonatelor din tabel pe sistemul de coordonate. Diagrama indicată desfășurată s-a obținut prin marcarea punctelor unind printr-o linie.

2.8. Planimetrarea diagramei indicate

Planimetrarea se face în scopul determinării pe cale grafică a lucrului mecanic indicat Li al ciclului motor, acesta este echivalent cu aria diagramei de înalta presiune a ciclului motor în coordonate p-v. În urma numărări suprafeţelor elementare de 1mm2 au rezultat aria:

Lucrul mecanic indicat Li va fi:

2.9. Calculul parametrilor indicaţi ai ciclului motor

- presiunea medie indicată

21

- puterea indicată

- căldura disponibilă prin arderea completă a combustibilului

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

- randamentul indicat

- consumul specific indicat pentru combustibil

2.10. Calculul parametrilor efectivi ai motorului

Parametri efectivi ai motorului se referă la valorile măsurate la nivelul arborelui cotit al motorului și depinde de randamentul mecanic al motorului.

- randamentul mecanic

- lucrul mecanic efectiv

- presiunea medie efectivă

22

- puterea efectivă

- randamentul efectiv

- consumul specific efectiv de combustibil

- puterea litrică a motorului

Bibliografie:

23

1. Bobescu Gh. s.a. - Motoare pentru automobile și tractoare. Teorie și

caracteristici, vol.I, Editura Tehnica, Chisinau, 1998

2. Grunwald B. - Teoria, calculul și constructia motoarelor pentru autovehicule

rutiere, E.D.P., Bucuresti, 1980.

3. Gelu P. – Autovehicule Rutiere. Construcție și calcul, Editura Politehnică,

Timișoara, 2006

4. Negrea V. D. - Procese în motoarele cu ardere interna, Economicitate.

Combaterea poluării, vol.I, Editura Politehnică, Timișoara, 2001

24