Motoare Cu Ardere Interna

MINISTERUL ÎNVĂŢĂMÂNTULUI

Prof. dr. ing. Nicolae BĂŢAGA

Conf. dr. ing. loan RUS

Şef tucr. ing. Nicolae BURNETE

Prof. dr. ing. Sorin SOPA

Prof. dr. ing. Aurica CĂZILĂ

Şef lucr. ing. Ioan TEBEREAN

MOTOARE CU ARDERE INTERNĂ

Editura Didactică şi Pedagogică, R.A. Bucureşti,

Copyright © 1995, Editura Didactică şi PedagogicăToate drepturile asupra acestei ediţii sunt rezervate editurii.

Adresa: Editura Didactică şi Pedagogică Str. Spiru Haret nr. 12 Bucureşti, România

Redactor: ing. Tudor Oancea Tehnoredactor: Dan Lupu Coperta: Olt Mariana

Bun de tipar: 4 decembrie 1995 ISBN 973 - 30 - 4922 - 0

Coli tipar 17

PREFAŢĂ

în economia naţională motoarele cu ardere internă sunt utilizate pe automobile, tractoare, locomotive etc, constituind o componentă principală a unei economii moderne.

Apare necesar ca specialiştii din domeniul transportului auto să posede cunoştinţe temeinice privind teoria, construcţia, funcţionarea şi reglarea optimă a motoarelor cu ardere internă.

In prezenta lucrare autorii, având ca bază de plecare programa analitică a disciplinei "Motoare cu ardere internă" pentru studenţii mai multor secţii de specialitate, au căutat să cuprindă cunoştinţele actuale şi de perspectivă necesare pregătirii de bază a viitorilor ingineri mecanici, insistând în mod deosebit asupra aspectelor funcţionale cu valabilitate generală, particularizând în acelaşi timp şi cazurile mai importante din problematica tratată.

în cele 13 capitole s-au dezvoltat: procesele funcţionale ale motoarelor cu piston; indicii principali ai acestora; caracteristicile şi încercarea motoarelor; dinamica motoarelor; construcţia mecanismului motor şi a părţilor fixe, precum şi sistemele auxiliare ale motoarelor, accentuând în fiecare caz factorii principali care favorizează funcţionarea, cu parametrii energetici şi economici optimi. S-au prezentat, de asemenea, realizările din domeniul motoarelor cu ardere internă şi

caracteristicile funcţionale ale acestora, precum şi unele tendinţe in dezvoltarea motoarelor pentru automobile şi tractoare.

Cursul se adresează studenţilor de la secţiile Mecanică agricolă; Autovehicule rutiere şi Ingineria Sistemelor de Circulaţie Rutieră, fiind util şi altor studenţi, de la alte secţii, precum şi altor specialişti.

AUTORII

CUPRINS

1. INTRODUCERE...........................................................................................................................9

1.1. Principiile funcţionale ale motoarelor cu ardere internă.......................................................91.2. Clasificarea motoarelor cu ardere internă. Noţiuni fundamentale..................................... 10

2. PROCESELE FUNCŢIONALE ALE MOTOARELOR CUARDERE INTERNĂ.................................................................................................................. 18

2.1. Bazele teoretice ale motoarelor cu ardere internă.............................................................. 182.2. Procesele reale ale motoarelor cu ardere internă................................................................ 27

2.2.1. Procesele de schimbarea gazelor............................................................................ 282.2.2. Procesul de comprimare......................................................................................... 452.2.3. Procesul arderii....................................................................................................... 472.2.4. Procesul de destindere............................................................................................ 78

3. INDICII PRINCIPALI Al MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ . . . 80

3.1. Dimensiunile principale ale motorului. . ........................................................................... 803.2. Indicii principali ai ciclului funcţional ( parametrii indicaţi)............................................. 80

3.3. Indicii funcţionali care caracterizează funcţionarea motoarelor (parametrii efectivi) 84

3.4. Indicii de competitivitate ai motoarelor............................................................................. 853.5. Costul energiei produse de motor ..................................................................................... 873.6. Bilanţul energetic al motorului........................................................................................... 88

4. CARACTERISTICILE ŞI ÎNCERCAREA MOTOARELOR CUARDERE INTERNĂ................................................................................................................. 91

4.1. Caracteristicile motoarelor cu ardere internă..................................................................... 914.1.1. Caracteristici de reglaj .......................................................................................... 914.1.2. Caracteristici funcţionale........................................................................................ 94

4.2. încercarea motoarelor cu ardere internă.............................................................................1024.2.1. Scopul, clasificarea şi programul încercărilor........................................................1024.2.2. Instalaţii, aparate şi traductoare pentru încercarea

motoarelor cu ardere internă...................................................................................1034.2.3. Prelucrarea rezultatelor încercărilor.......................................................................132

5. DINAMICA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ.......................................................134

5.1. Cinematica mecanismului motor........................................................................................1345.2. Forţele şi momentele mecanismului motor........................................................................1355.3. Elemente privind teoria echilibrării motoarelor cu ardere internă.....................................144

5.3.1. Echilibrarea motoarelor monocilindrice.................................................................145

5.3.2. Echilibrarea motoarelor policilindrice....................................................................1475.4. Oscilaţiile arborelui cotit............................................................................................157

6. MECANISMUL MOTOR.........................................................................................................160

6.1. Pistonul........................................'.....................................................................................1606.1.1. Analiza funcţională a pistonului.............................................................................1606.1.2. Construcţia pistonului ...........................................................................................1666.1.3. Materiale pentru pistoane.......................................................................................1756.1.4. Calcule de verificare...............................................................................................180

6.2. Segmenţii...........................................................................................................................1826.2.1. Analiza funcţională a segmenţilor..........................................................................1826.2.2. Constrcţia segmenţilor............................................................................................1866.2.3. Materiale pentru segmenţi......................................................................................1866.2.4. Calcule de verificare ale segmenţilor.....................................................................187

6.3. Bolţul..................................................................................................................................1896.3.1. Analiza funcţională a bolţului................................................................................1986.3.2. Construcţie, materiale şi calcule de verificare.......................................................189

6.4. Biela...................................................................................................................................1926.4.1. Analiza funcţională a bielei .................................................................................1926.4.2. Construcţia bielei....................................................................................................1936.4.3. Materiale pentru biele.............................................................................................1956.4.4. Calcule de verificare ale bielei...............................................................................1%

6.5. Arborele cotit.....................................................................................................................1976.5.1. Aspecte funcţionale ale arborelui cotit....................................................................1976.5.2 Construcţia arborelui cotit........................................................................................1996.5.3. Materiale pentru arborele cotit...............................................................................2016.5.4. Calcule de verificare ale arborelui cotit..................................................................203

6.6. Părţile fixe ale mecanismului motor...................................................................................2036.6.1. Funcţiuni şi părţi componente................................................................................2036.6.2. Chiulasa..................................................................................................................2036.6.3. Blocul cilindrilor....................................................................................................2046.6.4. Carterul...................................................................................................................206

7. ALIMENTAREA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ...............................................207

7.1 Rolul şi clasificarea instalaţiilor de alimentare....................................................................2077.2. Elemente comune ale instalaţiilor de alimentare................................................................209

7.2.1. Rezervorul dc combustibil......................................................................................2097.2.2. Pompe de alimentare..............................................................................................2097.2.3. Filtre de aer ............................................................................................................2117.2.4. Filtre de combustibil .............................................................................................211

7.3. Alimentarea MAS..............................................................................................................2147.3.1. Alimentarea prin carburaţie a MAS.......................................................................2147.3.2. Alimentarea MAS cu injecţie de benzină..............................................................233

7.4. Alimentarea cu combustibil a MAC..................................................................................2347.4.1. Pompe de injecţie cu clemenţi in linie ..................................................................2357.4.2. Pompe de injecţie cu distribuitor rotativ................................................................2377.4.3. Regulatoare de turaţie.............................................................................................2417.4.4. Dispozitive de corecţie a debitului de combustibil................................................3457.4.5. Injectoare................................................................................................................2467.4.6. Verificarea şi reglarea instalaţiei de alimentare a MAC..................................... 250

8. DISTRIBUŢIA GAZELOR......................................................................................................255

8.1. Dsitribuţia prin supape .....................................................................................................255

8.1.1. Sisteme de distribuţie prin supape..........................................................................2558.1.2. Piesele de acţionare ale supapelor..........................................................................2558.1.3. Calculul şi verificarea distribuţiei gazelor prin supape..........................................261

8.2. Distribuţia prin sertare........................................................................................................2658.3. Distribuţia prin lumini şi supape........................................................................................2668.4. Colectoare de gaze.............................................................................................................2668.5. Atenuatoare de zgomot.......................................................................................................266

9. INSTALAŢIA DE APRINDERE A MOTOARELOR CUARDERE INTERNĂ.................................................................................................................271

9.1. Particularităţi constructive şi funcţionale ale instalaţiilor de aprindere . . 2719.1.1. Instalaţia de aprindere clasică................................................................................2719.1.2. Instalaţia de aprindere electronică ........................................................................274

9.2. Bujia...................................................................................................................................2759.3. Verificarea şi reglarea instalaţiei de aprindere...................................................................277

10. UNGEREA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ.......................................................288

10.1. Condiţiile ungerii motoarelor cu ardere internă...............................................................28810.2. Particularităţile constructive şi funcţionale ale sistemelor de ungere . . . 288

10.2.1. Pompa de ulei.......................................................................................................28910.2.2. Filtre de ulei.........................................................................................................290

10.3. Particularităţile uleiurilor pentru motoarele cu ardere internă.........................................29210.4. Ventilaţia carterului .......................................................................................................292

11. RĂCIREA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ........................................................295

11.1. Necesitatea răcirii. Calcului căldurii preluate de fluidul de răcire...................................29511.2 Răcirea cu lichid................................................................................................................297

11.2.1. Particularităţi ale sistemelor de răcire cu lichid .................................................297

11.2.2. Radiatorul.............................................................................................................298Contactele ruptorului trebuie să aibă o rezistenţă de contact cât mai mică, să calce pe toată

suprafaţa (fig. 9.2,b), iar forţa cu care contactul mobil apasă asupra celui fix să fie cât mai mare. Dacă suprafaţa unui contact este înclinată faţă de a celuilalt (fig. 9.2,c), rezistenţa de contact se măreşte, favorizând formarea unor scântei mai puternice la deschiderea lui, care pot provoca topirea straturilor superficiale ale contactelor. Evitarea topirii contactelor se face prin utilizarea unor aliaje speciale, bogate în wolfram. Contactele se confecţionează sub forma unor pastile, care se sudează pe un suport metalic cu cupru electrolitic (fig. 9.2,d).

Tipul motoruluiTuraţia[rot/min]Nr.de cilindriTimpul dintre doua închideri ale ruptoruluiNr. de întreruperi ale ruptorului

pntr./minjDacia 1300525040,0057110500AROL-25420040,007148400OLTCIT CLUB625040,0048012500OLTCIT SPECIAL525020,011425250

Tabelul 9.1Timpii dintre două închideri ale ruptorului şi numărul de

Întreruperi pentru unele MAS, la tura Un nominală

http://Nr.de/

în timpul funcţionării ruptorului se produce un transport de material de la contactul legat la

polul pozitiv, către contactul legat la polul negativ (fig. 9.2,e). Reglarea distanţei între contacte este

indicat a se face numai după netezirea suprafeţelor.

Condensatorul 7 (v. fig. 9.1) are rolul de a reduce formarea scânteilor între plati-nile ruptorului,

ceea ce conduce la diminuarea oxidaţii contactelor şi reducerea transportului de metal de la un

contact la altul.

Avansul la producerea scânteii electrice se reglează prin intermediul ruptoarelor sau al

distribuitoarelor, care sunt prevăzute cu dispozitive speciale, acţionate manual sau automat.

Fig 9.1. Schema unei Instalaţii de aprindere. Ki& 9 i Schtma funcţională a ruptorului şi anele

sltuaUi caracteristice ale contactelor.

Fig. 9.3. Schema unui distribuitor: 1 - contacte fixe; 2 - borna centrală;3- capacul distribuitorului;4- contact mobil; 5 - rotor.

Reglarea manuală a.avansului se face prin rotirea rup-torului împreună cu carcasa distribuitorului (fig. 9.3). Pentru mărirea avansului, carcasa distribuitorului se roteşte în sens contrar celui de rotire a camei, iar pentru micşorarea avansului se roteşte în celălalt sens.

Reglarea automată a avansului la aprindere se face prin intermediul dispozitivelor automate de avans, care pot fi sub forma regulatoarelor centrifuge (în funcţie de turaţie) şi a regulatoarelor pneumatice (în funcţie de sarcina motorului).

Unghiul de avans momentan depinde de secţiunea comună a celor două regulatoare.

In figura 9.4 se redă principiul de funcţionare al unui regulator centrifugal. Pe măsura creşterii turaţiei, forţa centrifugă a contramaselor 2, învinge rezistenţa arcurilor 4 4, rotind placa mobilă 1, cu un anumit unghi (fig. 9.4.C). Din această cauză proeminenţele camei-disc, care se găsesc pe axul 3, desfac contactele ruptorului mai devreme şi astfel avansul la producerea scânteii electrice se produce în concordanţă cu turaţia motorului.Curba caracteristică de avans centrifugal f (n), pentru motorul autoturismului Dacia 1300 este redată în figura 9.4.d.

Principiul de funcţionare al regulatorului pneumatic este redat în figura 9.5.La creşterea sarcinii, respectiv la deschiderea clapetei obturatoare 1, depresiunea care acţionează

asupra membranei 2 scade, iar sub acţiunea arcului 3 şi tirantu-lui 4, discul 5 al ruptorului se roteşte, în sensul de rotaţie al camei 6, având loc o reducere a anvansului la producerea scânteii electrice.

Odată cu reducerea sarcinii (închiderea clapetei obturatoare - clapetei de acceleraţie), depresiunea de deasupra membranei creşte, iar membrana comprimă arcul, având loc rotirea discului în sensul măririi avansului la aprindere.

Curba caracteristică de avans pneumatic (vacuumatic), /?vid = f ( pv) pentru motorul autoturismului Dacia 1300, este redată în figura 9.5.b. La mersul în gol, cla-peta obturatoare (de acceleraţie), fiind închisă, asupra membranei acţionează depresiunea pv maximă, avansul având valoarea maximă. La sarcini medii, clapeta obturatoare este parţial deschisă, depresiunea pv asupra membranei se reduce, ca urmare scade şi avansul vacuumatic. Când motorul funcţionează la sarcină plină, depresiunea pv este aproape nulă, iar avansul vacuumatic nu intră în funcţiune.

14

0 5 00 1400 2000 Turaţia distribuitoruluilrot/min]

Fig. 9.4. Regulator centrifugal şl curba caracteristica de avans (motorul autoturismului Dacia 1300).

15

Fig. 9.5. Regulator pneumatic ţi curba caracteristică de avans (motorul autoturismului Dacin ' '00).

Unghiul de avans real depinde şi de aşa-numitul unghi de avans corespunzător montării pe motor a carcasei distribuitorului şi care se modifică la trecerea de la o cali tate a combustibilului la alta, deci:

/^avans = /^centrif + /^vid /^regl ■

în timpul funcţionării pot apărea dereglări ale dispozitivului de avans, din diferite cauze. Una din acestea constă în obosirea arcurilor şi a membranei elastice. Pierderea caracteristicilor elastice ale acestor elemente duce la modificări greu sesizabile ale avansului.

Regulatorul pneumatic de avans este foarte sensibil faţă de gradul de etanşare. O cât de mică intrare de aer fals modifică funcţionarea corectă a dispozitivului.

9.1.2. Instalaţia de aprindere electronică

într-o instalaţie de aprindere electronică, elementul principal este tranzistorul 2(fig. 9.6).

Un tranzistor este format din trei părţi: partea centrală numită baza B şi cele două părţi exterioare, emitorul E şi colectorul C. Când se aplică un curent mic în sens direct la circuitul dintre emitor şi bază, el închide circuitul dintre emîtor şi colector, prin care poate trece un curent mult mai mare. Prin conectarea unei diode Zener între colector şi bază, prin care curentul poate trece numai într-o singură direcţie, aceasta acţionează ca o supapă de siguranţă, prin faptul că, dacă tensiunea între aceste părţi ale tranzistorului depăşeşte valoarea dată, dioda Zener devine conducătoare, pro-tejând tranzistorul de acţiunea unei tensiuni prea mari.

Din punct dc vedere al metodei de comandă a momentului producerii scânteii, ins talaţiile electronice de aprindere pot fi cu contacte (reperul 3, fig. 9.6) şi fără contacte.

Deşi durata de funcţionare a contactelor la instalaţiile electronice este aproape dublă faţă de instalaţiile clasice, totuşi, acestea necesită întreţineri periodice, de asemenea, funcţionarea la turaţii mari este limitată.

Instalaţiile de aprindere electronice fără contacte, înlătură aceste dezavantaje, dând şi posibilitatea de a comanda pe cale electronica avansul la producerea scânteii electrice.

în figura 9.7 este redată schema unei instalaţii fără contacte, cu impuls magnetic în acest caz, cuplarea tranzistorului 2 se face cu ajutorul unor bobine de inducţie 3, câte una pentru fiecare cilindru. Tranzistorul 2 transformă curentul de la bateria 1 în

Fig. 9.6. Schema unei instalaţii de aprindere e-leclronlcă, cu

contacte: 1 - bateria de acumulatoare; 2 - tranzistor; 3 -

ruptor; 4 - bobina de inducjie; 5 - distribuitor, 6 - bujie.

Fig. 9.7. Schema unei instalaţii de aprindere electronică fără

contacte.

curent de înaltă frecvenţă, care prin intermediul bobinei de inducţie (mult mai simplă decât la instalaţiile clasice), se transformă în curent de înaltă tensiune, distribuit prin distribuitorul 4 la bujiile 5, în funcţie de ordinea de funcţionare a cilindrilor. Impulsul necesar pentru producerea scânteii electrice este comandat de generatorul de impulsuri 6.

Instalaţiile de aprindere electronice prezintă o serie de avantaje faţă de sistemele clasice: porniri instantanee chiar pe timp foarte rece, mărirea duratei de funcţionare a contactelor, îmbunătăţirea funcţionării bujiilor, reducerea într-o anumită măsură a consumului de combustibil. Dintre dezavantaje, se amintesc: preţul de cost mai ridicat, posibilitatea mai mare de defectare datorită greşelilor de exploatare, aparatură de verificare şi reglare mai complexă.

9.2. BUJIA

Bujia are rolul de a conduce curentul de tensiune înaltă în camera de ardere şi de a produce aprinderea fluidului motor prin scânteia care apare intre electrozi.

în timpul funcţionării motorului, părţile principale ale bujiei, în special izolatorul 1 şi electrodul central 2 se încălzesc (fig. 9.8).

Solicitările termice ale bujiei sunt cauzate de diferenţa de temperatură care există între partea care intră în camera de ardere şi partea expusă mediului ambiant, precum şi de variaţiile de temperatură ale gazelor pe ciclu, cuprinse între 50.. ,120°C în perioada admisiei şi 2000.. .2800°C în perioada arderii.

în timpul funcţionării, fluxul termic se transmite prin radiaţia fluidului motor, prin conducţie chiulasei şi prin radiaţie şi convecţie mediului exterior.

Funcţionarea optimă a bujiei are loc atunci când partea inferioară a izolatorului are o temperatură în jur de Fig. 9.8. Elementele principale

ale unei bujii şi variaţia temperaturii pe înălţimea bujiei.

Electrod Ni-Cr

50O...60O°C, când se asigură aşa-zisa autocurăţire a bujiei (depunerile se ard). La temperaturi de peste 800.. .900°C ale'izolatorului şi ale electrodului central au loc aprinderi secundare (preaprinderi) ale fluidului motor. în acest caz motorul pierde din putere şi funcţionează cu bătăi. In unele cazuri aprinderea amestecului poate avea loc chiar în timpul aspiraţiei, apărând "împuşcături" în carburator şi chiar pericol de incendiu

Alegerea bujiei corespunzătoare este deci de mare importanţă. Aceasta presupune cunoaşterea valorii termice* a bujiei, care reflectă capacitatea bujiei de a transmite căldura din camera de ardere către mediul exterior.

Se deosebesc bujii calde, cu partea inferioară a izolatorului mai lungă şi bujii reci, cu partea inferioară a izolatorului mai scurtă. Bujiile calde au valori termice mici, iar bujiile reci valori termice mari.

Valorile termice standardizate ale bujiilor, simbolizarea veche, sunt: 95,145,175, 195,225,240,260,280,310,340,360,370,400.

Prin utilizarea unor electrozi centrali cu miez din cupru şi manta din nichel-crom (fig. 9.9) [121], se obţin o serie de avantaje. O astfel de bujie acoperă un domeniu mai larg de valori termice (cel puţin două valori termice ale bujiilor normale). Aceste bujii numite şi "Super-termo-elastice" asigură porniri mai rapide (la pornire într-un timp scurt ating temperatura de regim), iar la funcţionarea motorului în sarcină sau suprasarcină nu se supraîncălzesc (miezul din cupru asigură un bun transfer al căldurii).

în funcţionare bujia trebuie să reziste şi la solicitări electrice, mecanice şi chimice. Solicitările electrice apar din cauza tensiunilor ridicate 4...S kV la regimul normal şi

11... 15 kV la pornirea motorului rece .

Solicitările me-canice se datoresc variaţiei presiunii gazelor din cilindri, cât şi vibraţiilor şi şocurilor care apar în timpul funcţionării. Bujiile trebuie să fie astfel construite încât să asigure etanşeitatea la presiunea de funcţionare.

Solicitările chi-mice se referă în spe-cial la electrozi, care se ancrasează în cazul unor materiale necoresp unzătoare.

Valoarea termică a bujiei se exprimă în secur.de şi reprezintă timpul de la pornirea în stare rece a motorului până la apariţia aprinderii secundare a fluidului motor, de la izolatorul fierbinte, în condiţii anumite de funcţionare.

Bujenormală

Manta Ni-CrW6iiW5 io.1 W4<uTi>sa E■• •i

Valori termice

Fig. 9.9. Varorile termice ale bujiilor având electrozi centrali cu miez de cupru, comparativ cu

bujiile clasice.

http://secur.de/

Conform STAS 5518-80 bujia trebuie să reziste la 22 kV, ceea ce îi conferă siguranţă în funcţionare. Evitarea poluării aerului (asigurarea arderii complete a fluidului motor) presupune tensiuni şi mai mari, chiar peste 30 kV.

Echivalenţa dintre diferite tipuri de bujii rezultă din tabelul 9.2.în programul de fabricaţie al întreprinderii "Sinterom" din Cluj-Napoca se disting două moduri

de notare a bujiilor. Simbolizarea veche ca de exemplu M14-225 (M - fi let metric; 14 - filetul în mm; 225 - valoarea termică a bujiei) şi simbolizarea nouă ca de exemplu, 14 N-18 (14 - filet metric; M 14x1,25; N - filet cu lungimea (normală) de 12,5 mm; 18 - valoarea termică). Corespondenţa între cele două simbolizări ale bujiilor rezultă din tabel (v. tabelul 9.2).

Principalele defecţiuni datorate bujiei şi posibilităţile de remediere sunt redate în tabelul 9.3.

9.3. VERIFICAREA ŞI REGLAREA INSTALAŢIEI DE APRINDERE

_L inia_scânteii

Fig. 9,10. Curbele caracteristice teoretice pentru circuitul primar şl secundar al instalaţiei de aprindere.

Deoarece circa 50% din defecţiunile care se produc la MAS se datoresc instalaţiei de aprindere, verificării acesteia i se acordă o importanţă deosebită.

Verificarea se face de obicei cu testere electronice, care permit verificarea avansului la producerea scânteii electrice a diferenţei unghiurilor de avans între cilindri, a unghiurilor corespunzătoare deschiderii şi închiderii contactelor ruptorului pentru fiecare cilindru, a stării condensatorului şi a bobinei de inducţie, precum şi a înfăşurărilor primare şi secundare, a tensiunii maxime produse de bobina de inducţie la mersul în gol şi în sarcină. De asemenea, se pot verifica bujiile, diferenţa de putere între cilindri etc

Dintre testerele utilizate mai frecvent, se amintesc cele ale firmelor: SUN, ELKON, BOSCH, PALTEST, SOURIAN [73], [102].

Pentru a putea efectua o verificare corectă, este necesar să se cunoască modul de variaţie a intensităţii curentului şi a tensiunii în instalaţia de aprindere.

în figura 9.10 sunt redate curbele teoretice de variaţie a intensităţii curentului din circuitul primar Ip, a tensiunii din circuitul primar Up (la condensator) şi a tensiunii în circuitulsecundar Us. Porţiunea 0-1 corespunde unghiului de închidere a contactelor ruptorului; 1-2 redă durata şi natura descărcării prin scânteie; 2-3 redă oscilaţiile corespunzătoare disipării energiei remanente din bobina de inducţie şi condensator, iar 3-4 corespunde situaţiei în care procesele oscilatorii s-au încheiat, însă contactele ruptorului sunt încă deschise.

Tabelul

MMI ROMAC FranţaCURM AMACHAMPION S.U.A.KI.C AngliaNGKEYQUEMMarca autoturismuluiSimbol nouSimbol vechi

Simbol nouSimbol vechi

12345678910NM 14-145W12AW45 TI■14 N 12L 14F2020M 14-17545 FW10AW95 TIL 1014 N 15H 4 IIM14-195W 9 AW 125 TI1.90F50W SAW 145 TIL88A\i5 HS50 B14N18M14-22544FF70Dacia 1300L86502 YW7AW 175 TIL770 B14N21M14-24043Fl 751J6HSDacia 1400, ARO 10 si 240L8575 B14N24M 14-260L81F80W5AW225T1B 7 HS14N27L5755Citroen-AcadianeM 12-280AW4A2W 240 TIU N 30W4AW 250 TIli 8 HSFiat 500 GiardinieroNP14 NP 12L 15 Y

Echivalenţa diferitelor tipuri de bujii

Tabelul 9.2 (continuare)

1234567891014 NP 15L95 YM 14 P-225W 8 BW145T35(.92 Y14 NP 1844 FSDacia 1310W7BW 175 T 3514NP2143 FS65 PDAF 55; MazdaL 87 Y705 SW6BW 200 T 3514NP2482 YF 85 PBP 7 HSMonza

2,8; O Record-E42 FS755 SW52BW 225 T 3514 NP 27Citroen CX InjcctionL81 YF95PW 4 132W240T3514 NP 30LM 14 L-145N21FE 3014 L 1247 XLFE50M 14 L-

175W10CW95T2N1814L15FE 70B4FM 141.-19546 XLW 9 CW 125'!'2N860 LM 14 L-225W8CW 145 T 214L1845 XLN6FE 75B5ESChevroct 7,4 Ltr.W 160 T 2705 L14L21M 14 L-24044 XLW 175 T

2N 5B6ESMitsubishi 160014L2443 XL75 LBW5CW 225 T 2

Tabelul 9.2 (continuare/

12.14567891014L2740 XLN4FE80Fellow Max 550 Serie8ES755W 4 C2W 240 T 280 LW14 L 3041 XI.ll.il-Kitsu V.ItSS: M;vaI;j KX ^[,P14 LP 1246 XLSW IODW 95 T 30N 16 Y14 I.P 15BP4EW9DW 125X30N 14 YFE45045 XLSW8DW145 T30N 13 YP 5 SE60 LS14 LP 18N 12 YGTV 2,5M 14 LP-24c44 XLSW160T30N 11 YFE55P707 LS43 XLSW 7 DW !75 T30N 10 YBP6ES14LP21N9Y75 LSAlfasaud 1,342 XLSW6DW 200 X 30N8YFE65PW6D1W 215X30N 7 Y14 LP 24M14 LP-26041 XLSBP7ES80 LSGiardinetta 130014 LP 2741-2 XLSW225 T30GX 1600JimiorW5D1W 23(1 T 30N6Yre 95 PBP81-;14 LP 30M 14 LP-280CLP14 CLP 24BN 9YCitroen Cx2014 CLP 27LTS42H 5 DCBN6YCitroen Visa14 CLP 30

Cuplul de înşurubare recomandat: la bujiile cu scaun conic 20-40 Nm (strângere fermă, cu mâna +90° cu cheia), iar la cele cu scaun conic 15-25 Nm (strângere fermă cu mâna +15° cu cheia).


AspectCauzeConsecinţeRemedieri01234Electrozii curaţi de culoare gri-gălbui, bej până la maroMotor bine reglat, in stare bună de funcţionareRandament maxim al motoruluiîntreţinerea corespunzătoare a motorului şi bujiilorAncrosarea uleioasă, depuneri uleioase de culoare neagrăConsum mare de ulei datorită uzurii segmenţilor, cilindrilor, ghid uri lor de supapePorniri grele, accelerări dificile, ralanti defectuosînlăturarea uzurii motorului, curăţarea mai frecventă a bujiilor, folosirea temporară a unor bujii mai calde

Tabelul 9.3

Defecţiunile bujiei, cauze, consecinţe şi remedieri

0 i 2 3 4H < Depuneri de plumb pe

izolator şi electrozi, aspect sticlos de culoare galbenă

Conţinutul de com-puşi de plumb tn carburator

Rateuri la aprindere Schimbarea bujiilor, temporar, curăţire prin sablare

Depuneri abundente de plumb de culoare maro sau verzuie cu aspect sticlos

Conţinut prea mare de compuşi de plumb în carburator

Randament scăzut al motorului, rateuri la aprindere

înlocuirea buj iilor, curăţirea bujiiior, reprezintă o soluţie temporară

Electrod centra! ex-trem de uzat

Erodarea electronică a electrodului central, folosirea Îndelungată a bujiei

Pornirea grea, mers cu întreruperi, acce-lerări dificile sau chiar imposibile

Schimbarea bujiiior, întreţinerea bujiiior după parcursuri de 3000-5000 km

0i234Topirea parţială a electrodului central, depuneri aibe, moi pe ciocul izolatoruluiBujii prea caldeMers cu întreruperi şi randament scăzut, rateuri la aprindere, autoaprinderi prin incandescentăSchimbarea bujiilor cu unele mai reci■Ciocul izolatorului crăpatForjarea electrozilor la reglarea distanţei, depunerile au tensionat şi crăpat izolatorulRandament scăzut al motorului, rateuri la aprindere sau chiar lipsa scânteiiînlocuirea bujiilor, alegerea riguroasă a bujiilor, întreţinerea corespunzătoareTopirea electrodului central, depunerile scurtcircuitează electroziiAvans la aprindere prea mare, carburator greşit reglat, distribuitor defect, bujii prea caldeSupraîncălzirea motorului, rateuri la aprindereReglarea aprinderii şi a carburatorului, schimbarea bujiilor cu altele mai reci

Tabelul9.3 (continuare)

Contacte cu oxidare &i ardere pranunţuîâ

Fig. 9.12. Curbe caracteristice de variaţie a tensiunii In circuitul

primar şi secundar In cazul oxidâril şi arderii contactelor ruptorului

Fig. 9.11. Curbele reale de variaţie ale tensiunii primare.

Amplitudinea curbei de variaţie a tensiunii secundare, în punctul 1, reprezintă tensiunea ce ia naştere în înfăşurarea secundară a bobinei de inducţie, în momentul producerii scânteii.

Curbele reale de variaţie a tensiunii primare şi secundare prezintă unele abateri de cele teoretice. Astfel, curba de variaţie a tensiunii primare, obţinută pe ecranul osciloscopului de la un tester dc tip SUN, este redată în figura 9.11. Semnalul producerii tensiunii primare corespunde momentului deschiderii contactelor ruptorului, când apare amplitudinea maximă Upl. Deoarece circuitul primar acţionează ca un circuit oscilant, tensiunea Upl şi energia remanentă care o însoţeşte, crează o serie de oscilaţii faţă dc valoarea medie a tensiunii Up2. Aceasta nu corespunde cu linia zero a osci-loscopului, datorită ionizării gazelor dintre electrozii bujiei, creindu-se astfel un curent care străbate şi circuitul primar deplasând valoarea medie a tensiunii oscilante în domeniul valorilor pozitive.

Când are loc întreruperea arcului dintre electrozii bujiei (punctul 1), curba de variaţie a tensiunii primare suferă o cădere bruscă, urmată de oscilaţii amortizate (datorită bobinei şi condensatorului), în jurul tensiunii medii UP3, corespunzătoare tensiunii de la bornele bateriei de acumulatoare. Odată cu închiderea contactelor ruptorului, tensiunea în circuitul primar (la condensator), devine egală cu zero. Se poate deci determina şi unghiul corespunzător închiderii contactelor ruptorului (unghiul Dwell).

Pentru verificarea elementelor componente ale instalaţiei de aprindere este necesar să se cunoască unele imagini caracteristice ale curbelor de variaţie a tensiunii (curbe etalon), pentru diferite defecţiuni mai frecvente.

Verificarea contactelor ruptorului se realizează urmărind curba de variaţie a tensiunii in circuitul primar (fig. 9.12,a). Mărirea rezistenţei circuitului primar, ca urmare a oxidâni şi arderii contactelor, se manifestă prin reducerea valorii tensiunii Upi << Upi.

La oxidarea şi arderea contactelor, apare o imagine deformată a curbei tensiunii şi în circuitul secundar (fig. 9.12,b). Se remarcă reducerea valorii maxime a tensiunii Us'i < < Usi, reducerea

amplitudinii oscilaţiilor, precum şi variaţia nedefinită a tensiunii la deschiderea contactelor.

30

OlkVI

Verificarea condensatorului se referă la stabilirea stării izolaţiei şi a imperfecţiunilor care apar la

legarea acestuia în circuit.

Defectarea izolaţiei (echivalentă din punct de vedere electric cu legarea unei rezistenţe în paralel cu

plăcile condensatorului), se manifestă prin reducerea amplitudinii oscilaţiilor (fig. 9.13.a), iar defectarea

legării condensatorului in circuit (echivalentă cu legarea unei rezistenţe în serie cu condensatorul), are ca

urmare reducerea doar a oscilaţiilor tensiunii care apare imediat după deschiderea contactelor (zona 1), fără

a fi influenţate oscilaţiile specifice dispariţiei arcului (zona 2) dintre electrozii bujiei (fig. 9.13.b).

Verificarea bobinei de inducţie, urmăreşte de obicei stabilirea scurtcircuitării înfăşurării primare sau

secundare (alte defecţiuni făcând imposibilă funcţionarea motorului). Scurtcircuitarea înfăşurării primare

influenţează sensibil amplitudinea oscilaţiilor ce se produc după anularea arcului dintre electrozii bujiei

(fig. 9.14.a), iar scurtcircuitarea înfăşurării secundare influenţează amplitudinea oscilaţiilor de tensiune în

ambele zone 1 şi 2 (fig. 9.14.b).

Verificarea şi reglarea polarităţii circuitului primar şi secundar pune în evidenţă dacă instalaţia de

aprindere este conectată corect la bateria de acumulatoare. Când pe osciloscopul testerului apare o imagine

ca in figura 9.15, rezultă că bobina de inducţie are bornele conectate invers.

Verificarea bujiilor se face pe baza comparării valorilor maxime ale tensiunii pentru toţi cilindri.

Tensiunea maximă in circuitul secundar (inclusiv bujiile), nu trebuie să depăşească 10 KV, iar abaterea

maximă admisă între cilindri este de ± 1,5 kV.

în figura 9.16 este redată imaginea curbei de variaţie a tensiunii bujiilor pentru un motor cu ordinea de

aprindere 1-3-4-2 (Dacia 1300 ş.a.), de unde se observă că la cilindrul 3, valoarea maximă a tensiunii este

mărită ca urmare a unei distanţe prea mari între electrozii bujiei.

Verificarea şi reglarea unghiului de închidere a contactelor ruptorului (fig. 9.17) se realizează cu

Dwell-metrul.

Unghiul de închidere a contactelor ruptorului (unghiul Dwell) se exprimă în grade sau procente.

llkV)

I k V l [ K V ]

32

I nW

33

1 / 12

34

I k V I

±-

35

Fig. 9.13. Curbe caracteristice de variaţie a tensiunii

in cazul defectării condensatei ului.

Fig. 9.14. Curbe caracteristice de variaţie a

tensiunii tn cazul defectării bobinei de inducţie.

36

I k V ]

FFig. 9.1 S, Curbe de variaţie a tensiunii în cazul Fig. 9.16.

Imaginea curbei de variaţie a tensiuni)

unei bobine de inducţie cu polaritatea inversă.

bujiiior pentru un motor cu patru cilindri

Când se exprimă în procente, unghiul Dwell Dw, se obţine prin raportul dintre unghiul de

închidere a contactelor <pt şi unghiul dintre două aprinderi succesive ale motorului^:

Dw = -^100

37

4 J—12

IkV]

Pentru un motor în patru timpi cu patru cilindri, unghiul dintre două aprinderi60

succesive este de 90°. Dacă <px = 60°, rezultă Dw = —100 = 66,6%.

In tabelul 9.4 sunt indicate valorile de reglare ale instalaţiilor de aprindere pentru o serie de automobile.

Verificarea şi reglarea avansului la producerea scânteii electrice se efectuează prinintermediul dispozitivului prevăzut cu lampă stroboscopică cu afişaj numeric pentru citirea unghiului şi turaţiei (ex. Altest, Bosch etc).

Pentru testare trebuie cunoscută valoarea avansului static, determinat la turaţii mici ale motorului, când nu intră încă în funcţiune dispozitivul centrifugal a avansului. De asemenea, se anulează influenţa dispozitivului de avans pneumatic, prin desprinderea tubului de legătură de la carburator. Testarea avansului centrifugal şi pneumatic presupune măsurarea turaţiei şi depresiunii în sistemul de admisie, mărimi ce se determină cu aparatele existente în componenţa testerelor.

Unghiul de avans total se obţine însumând algebric avansul static, centrifugal şi pneumatic.Pentru testare şi reglare trebuie cunoscută sem-

118.9.17. schema verificării nificaţia şi amplasarea reperelor indicate în notiţeleunghiului Dwell. tehnice ale automobilelor.

& Unghiul / ° Dwell /

39

Tipul automobiluluiNr. de cilindriOrdinea de aprindereAvansul iniţial la aprindere[°RAC]Avansul total [°RAC]Distanţa între contactele ruptorului

[mm]Valoarea unghiului de închidere a contactelor Dwell (unghiul camei)*[']Distanţa între electrozii bujiei

[mm]Dacia 130041-3-4-20° ± 1°-0,4 - 0,557° ± 3°0,6 - 0,7Fiat 85041-3-4-210°28°0,43 - 0,4860°0,6Fiat 1300-150051-3-4-212°45°0,42-0,4857"-63°0,5 - 0,6Fiat 12541-3-4-210°34°0,4 - 0,560°0,5 - 0,6Skoda 1000 MB41-3-4-26°40° - 48°0,4 - 0,555°0,7 - 0,8Moskvici 40841-3-4-210°-0,38-0,4348°- 52;^0,75 - 0,6Renault 1641-3^—20° ± 1°63°0,4 - 0,557° ± 3°0,6-0,7OLTCIT SPECIAL22oriz.----0,6 - 0,7OLTCIT CLUB41-4-3-210°-0,35 - 0,4557° ± 2°0,6 - 0,8j

Dacia 140041-3-4-26° ± 1°-0,4-0,1557° ± 3°0,55-0,65

Tabelul 9 4Valorile de reglare ale instalaţiilor de aprindere pentru unele automobile

* Când se exprimă în % Dwell, rezultă la Dacia 1300,1400, valoarea de 63 ± 3%

10. UNGEREA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

10.1. CONDIŢIILE UNGERII MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

în funcţionarea motoarelor termice pentru automobile şi tractoare, se Întâlnesc toate tipurile de frecare: frecare uscată, semiuscată, lichidă şi semilichidâ. Astfel, la pornirea motorului, fusurile paliere şi manctoane ale arborelui cotit se reazemă pe pelicula de ulei dintre proeminenţele asperităţilor de la lagăre (frecare semiuscată), iar când rezistenţa peliculei este insuficientă, apare contact metalic între asperităţi (frecare uscată) [2]; [82].

Odată cu creşterea turaţiei arborelui cotit, se obţine trecerea din zona frecării se-miuscate în zona frecării lichide. între grupul piston-segmenţi-ciîindru, chiar şi în timpul funcţionării normale se realizează o frecare la limită sau chiar semiuscată.

Rolul principal al ungerii motoarelor este de a înlătura contactul direct dintre suprafeţele pieselor în mişcare relativă, reducându-se prin aceasta lucrul mecanic de frecare, încălzirea şi uzura pieselor.

Viscozitatea şi onctuozitatea care conferă proprietăţile de ungere uleiurilor, asigură existenţa unei pelicule de ulei între piesele în mişcare.

Temperatura uleiului la care se realizează o funcţionare normală a pieselor este de 75... 90°C, iar presiunea de 2,5... 4 daN/cm2.

10.2. PARTICULARITĂŢILE CONSTRUCTIVE ŞI FUNCŢIONALEALE SISTEMELOR DE UNGERE

Din punct de vedere funcţional se deosebesc mai multe sisteme de ungere: prin barbotarc (stropire), liberă, sub presiune şi mixtă.

Ungerea mixtă este utilizată la majoritatea motoarelor pentru automobile şi tractoare.Schema unui sistem de ungere este redată în figura 10.1.Uleiul din carter este aspirat prin sorbul 1 de către pompa 2 şi trimis in rampa centrală de ungere

3, după ce în prealabil a fost filtrat prin filtrul grosier 4. Din rampa centrală u leiul este distribuit prin conducte la lagărele paliere şi lagărele arborelui de distribuţie şi la pinioanele de distribuţie, iar apoi la lagărele culbutorilor, iar prin canalele din cotul arborelui cotit uleiu! ajunge la lagărele manetoanc (de bielă). Celelalte piese în mişcare: pistoane, cilindri, segmenji, tacheţi etc se ung prin stropire şi ceaţă de ulei.

în schema sistemului de ungere se mai disting filtrul fin 1, radiatorul 6, care la temperaturi scăzute ale mediului ambiant poate fi scos din funcţiune manual, cu ajutorul unui ventil, sau automat, prin intermediul unei supape de siguranţă 7 în serie cu orificiul de laminare 8.

2 1 8

'

Fig. 10.1. Schema unul sistem de

ungere mixtă.Supapa 9 are rolul de a menţine presiunea constantă în rampa centrală de ungere la creşterea

turaţiei motorului, chiar şi când viscozitatea uleiului este mare, cum este de obicei la pornirea la rece.

Supapa de siguraţă 10 a filtrului grosier se deschide la mărirea viscozităţii uleiului peste o anumită limită, sau la colmatarea filtrului, dând astfel posibilitatea uleiului să ajungă la piesele în mişcare relativă.

Presiunea uleiului în sistemul de ungere (cât mai aproape de rampa de ungere), este indicată de manometru) 11.

10.2.1. Pompa de ulei

41

Rolul pompei de ulei, care constituie partea principală a sistemului de ungere, este să asigure debitul necesar de ulei la toate regimurile de funcţionare ale motorului:

La motoarele de autovehicule se utilizează, în majoritatea cazurilor, pompe cu roţi dinţate cu un singur etaj de pompare (pot fi şi pompe cu 2 sau 3 etaje). Ele se plasează de obicei în carter. în figura 10.2 este redată o pompă de ulei cu roţi dinţate cu angrenare exterioară. La pornirea motorului uleiul ajunge prin conducta 1 în spaţiul 2, de unde este preluat de roţile dinţate 3 şi 4 şi refulat prin conducta 5 în rampa centrală de ungere.

Pompele de ulei pot fi şi de alte construcţii: cu roţi dinţate cu angrenare interioară, cu rotor cu lobi sau cu palete [1]; [91].

Debitul pompei cu roţi dinţate de dimensiuni egale se obţine cu relaţia:

7t De h 1 np rj

Fig. 10.2. Pompă de ulei cu roii dinţate.

(10.1)

43

dnr

Pp =3600 t]m

(10.2)

44

10.2.2. Filtre de ulei

45

9 8Fig. 10.3. Filtrul de ulei

al motorului Dacia 1300 şl Dacia 1400:

1 - carcasă; 2-element filtrant; 3 - capac de asamblare; 4 - onticii;

5 - supapă de scurtcircuitare; 6,7,10 - arcuri; 8 - onticii pentru

intrarea uleiului; 9 - conductă pentru ieşirea

uleiului (intrarea în motor); 11 -supapă; 12 -

inel de etanşare.

în construcţia autovehiculelor cele mai utilizate filtre sunt: filtre mecanice, magnetice, centrifuge şi active.

Filtrele mecanice pot avea elementul filtrant din site de sârmă, discuri metalice, masă poroasă din pâslă, hârtie specială sau alte materiale [1]; [2]; [91].

Filtrele cu element filtrant din hârtie au căpătat utilizarea cea mai largă. Ele se fabrică în două variante: cu element filtrant nedemontabil şi cu elemet filtrant de-montabil (care se înlocuieşte când este colmatat).

în figura 10.3 este redat modul de funcţionare al filtrului motoarelor Dacia 1300 şi 1400.

Uleiul din motor ajunge sub presiune la orificiile 8, comprimând arcul 10, iar după deschiderea supapei 11 pătrunde în interiorul carcasei 1. Uleiul sub presiune străbate transversal elementul filtrant din hârtie 2, care reţine impurităţile solide (până la circa 5 /Mm), apoi iese prin orificiile 4 în conducta 9, care conduce uleiul în rampa centrală de ungere.

La colmatarea elementului filtrant din hârtie, uleiul deschide supapa 5 de scurtcircuitare, trecând direct în conducta 9, fără a fi filtrat.

Schema filtrului de la motorul diesel 797-05 este redată în figura 10.4, iar în figura 10.5 cea a filtrului de la motoarele de tractor D-110, D-115 etc.

Pentru a cunoaşte momentul în care elementul filtrant s-a colmatat, este indicat a se utiliza un sistem

46

-Funcţionare normală -Funcţionare ia pornire sau când filtrul este

de semnalizare optic ca cel din figura 10.6, în care, prin şurubul 1 se face legătura cu becul 9, bateria de acumulatoare 7, arcul 2 şi supapa 3 de scurtcircuitare a elementului filtrant, închiderea circuitului de semnalizare are loc prin şurubul 1 care joacă rol de contact fix, arcul 2, şurubul 4, corpul supapei 6, arcul 10 şi corpul filtrului 11. Când apare o mărire a presiunii uleiului, din cauza colmatării ele-mentului filtrant, supapa 3 se deschide iar şurubul 4 care joacă rol de contact mobil (izolat prin bucşa 5), întrerupe contactul între ca-pul şurubului şi corpul 6, întrerupându-se alimentarea becului. Trebuie avut însă în vedete că, la pornirea din starea rece a motorului, datorită viscozităţii ridicate a uleiului, este posibilă deschiderea parţială a supapei de scurtcircuitare, putând intra în funcţiune sistemul de semnalizare. Ca atare, se consideră că filtrul este colmatat (înbâcsit) numai atunci când apare semnalizarea după ce temperatura uleiului a ajuns la valoarea normală (70-90°C).

Filtrele magnetice sunt constituite dintr-un magnet permanent montat într-un corp de material antimagnetic. Aceste filtre au avantajul că reţin particule magnetice foarte fine, imposibil de reţinut cu alte filtre, iar rezistenţa hidrodinamică a lor este neglijabilă. Filtrele magnetice sunt foarte utile în perioada de rodaj ale motoarelor mari. La celelalte motoare este indicat a se monta magneţi permanenţi în dopurile care obturează orificiile de scurgere a uleiului din carter.

Filtrele centrifuge folosesc acţiunea forţei centrifuge pentru eliminarea impurităţilor insolubile aflate în suspensie în ulei. Mai răspândite sunt filtrele cu acţionare hidraulică Glacier, care au avantajul că sunt simple şi au o capacitate mare de reţinere a impurităţilor [l].

Filtrele active servesc pentru reţinerea impurităţilor solubile în ulei (acizi etc), pe un mediu de reţinere: cărbune absorbant, pământ decolorat, alumină activată etc, [2].47

Fig, 10.5. Filtrul de ulei al motorului D-l 10; D-115:1-element filtrant din hârtie; 2 - supapă de scurtcircuitare.

[la rece) îmbâcsitFig. 10.4. Filtrul de ulei al

motorului 797-05.

Fig. 10.6. Modul de adaptare a sistemului de semnalizare a momentului colmatării

elementului filtrant la filtrul motorului de Ia autoturismul Dacia 1300.

10,3. PARTICUIARITĂŢILE ULEIURILOR PENTRU MOTOARELE CU ARDERE INTERNĂ

Având în vedere condiţiile diferite în care lucrează piesele motorului, uleiul de ungere trebuie să îndeplinească o serie de condiţii: să posede o viscozitatc optimă si o onctuozitate bună, o variaţie redusă a viscozităţii cu temperatura, să posede o stabilitate chimică ridicată, să acţioneze eficient împotriva uzurilor şi să posede o temperatură de congelare redusă.

Clasificarea şi notarea uleiurilor minerale româneşti este redată de STAS 871-81, clasificare care este practic singura care permite o diferenţiere corectă, în funcţie de viscozitate, pentru condiţiile de pornire la rece şi de funcţionarea motorului.

Uleiurile multigrade (satisfac condiţiile de la două până la patru clase - grade - din clasificarea SAE) sunt destinate pentru funcţionarea diferitelor motoare (MAS şi MAC) de autovehicule atât iarna cât şi vara. Un ulei multigrad permite exploatarea mai multor tipuri de motoare, în orice anotimp. Prin urmare, uleiul multigrad asigură ungerea în condîţîî extreme de funcţionare: la pornirea motorului la temperaturile joase din timpul iernii şi la temperaturile ridicate din timpul verii, în condiţii severe dc solicitare.

Uleiurile multigrade acoperă intervalul de viscozitatc de la clasa SAE O.W. până la clasa SAE 50 W.

Uleiurile multigrade au o serie de avantaje faţă de uleiurile obişnuite (mono-grade), dintre care se menţionează: pornirea uşoară la rece, reducerea frecării şi deci a uzurii, cu un spor corespunzător de putere; micşorarea formării depunerilor în motor, durata mai mare de întrebuinţare etc.

Uleiurile se noteză cu una sau mai multe litere majuscule, funcţie de domeniile dc utilizare, urmate de cifre care exprimă clasa de viscozitate SAE precum şi nivelele de calitate (Extra, Super etc,).

Spre exemplu, un ulei monograd M 30 Extra - este un ulei pentru MAS din clasa de viscozitate SAE 30 aditivat la nivelul de performanţe Extra.

Un alt exemplu, M 20 W/40 Supcr 1 - ulei pentru MAS multigrad care satisface condiţiile de viscozitate ale claselor de viscozitate SAE, cuprinse în intervalul clasei 20 W şi clasei 40, aditivat la nivelul Super 1.

In tabelul 10.1 se prezintă principalele uleiuri din ţara noastră şi corespondenţa acestora cu uleiuri din alte ţări.

10.4. VENTILAŢIA CARTERULUI

îndepărtarea gazelor care pătrund, prin neetanşeităţi în carterul motorului se realizează fie prin eliminarea directă în atmosferă, ceea ce este contraindicat, deoarece contribuie la poluarea mediului ambiant, sau se aspiră în colectorul de admisie (fig. 10.7) [82]. în ultimul caz se realizează o ventilaţie pozitivă a carterului (etanşarea per-fecă a acestuia face ca ventilaţia să fie forţată). Gazele din carter sunt obligate de către aerul proaspăt prelevat din filtrul de aer, să treacă prin separatorul de ulei 1, supapa de reglaj 2, ajungând la galeria de admisie.

48

49

Tipuri de uleiuriCorespondenţa cu uleiuri similareMotorulSHELLCASTROLMOBILB.P. ENERGOLCARRIER

Ulei aditivat multigrad pentru MASM 10 W/30 Super 1ROTELLA S 10 W/30CASTROLITE 10 W/30MOBIL OIL10 W/30ENERGOL DD-10WDacia 1300, 1400 ARO 10, de iarnăM 20 W/40 Super 1ROTELLA S 20 W/40CASTROL XLMOBIL OIL 20 W/30ENERGOL DD-20 WIdem de varăM 15 W/40 Super 2SHELL SUPER M/0 10 W/40CASTROLITE 10 W/40MOBIL 10 W/40VISCOZITATIC 10 W/40OLTCIT CLUB OLTCIT SPECIAL

SHELL SUPER 15 W/50SAE 15 W/50Dacia 1300,1400Ulei mono-grad Super 1 pentru MAS şi MACM 20/20 W Super 1ROTELLA S 20/20 WCASTROL 20 W/20 HDMOBIL DELVAC-920ENERGOL SAE-20 W

M 30 Super 1ROTELLA S30de varăM 40 Super 1ROTELLA S40de iarnăUleipentruMACM 30'Super 2 (fost DS 30)ROTELLA T30D-115; D-110 de varăM 40 Super 2 (fost DS 40)ROTELLA 40D-115; D-110 de iarnă

Tabelul 10.1Corespondenţa principalelor uleiuri din ţara noastră cu

uleiuri din alte {ari

Fig. 10.7. Ventilarea carterului prin aspiraţia gazelor In sistemul

de admisie.

în funcţionarea supapei de reglaj (fig. 10.8) se deosebesc două cazuri distincte. Când motorul funcţionează la sarcini mici şi mers încet, în gol (depresiune mare în galeria de admisie), supapa 1 este deplasată în poziţia extremă A, gazele trecând doar prin orificiul calibrat. La sarcini mari, depresiune mai redusă în galeria de admisie), supapa este într-o poziţie intermediară, asigurând trecerea unei cantităţi mai mari de gaze. La oprirea motorului supapa este închisă de către arcul 2 (poziţia ex-

Recircularea gazelor, ca urmare a

ventilării carterului, are şi unele dezavantaje: oxigenul din aerul introdus în carter oxidează uleiul; se măreşte cantitatea depunerilor pe supapa de admisie, iar uneori dereglează carburaţia.

Rezultă, deci, necesitatea optimizării factorilor care intervin, astfel încât sistemul în ansamblu să fie eficient.

51

Fig. 10.8. Supapa de reglaj.

Spre galeria de admisie

11. RĂCIREA MOTOARELOR

11.1. NECESITATEA RĂCIRII. CALCULUL CĂLDURII PRELUATE DE FLUIDUL DE RĂCIRE

Pierderile prin fluidul de răcire (alături de pierderile prin gazele de evacuare), sunt cauzate de

modul inevitabil în care căldura poate fi transformată în lucru mecanic (consecinţă a principiului al

II-lea al termodinamicii). Pe de altă parte, se poate acţiona în direcţia optimizării acestor pierderi,

astfel încât, o cota parte cât mai redusă din energia termică (căldura) rezultată prin ardere, să fie

cedată fluidului de răcire, nedepăşind în acelaşi timp temperaturile admise ale diferitelor piese, care

mărginesc camera de ardere (chiulasă, cilindri ctc).

Răcirea pieselor motorului este necesară atât pentru a facilita transformarea energiei termice în

lucru mecanic, cât şi pentru a asigura menţinerea proprietăţilor mecanice ale pieselor în limite

admisibile, respectiv pentru a asigura condiţiile funcţionale normale ale motorului, pentru un timp

cât mai îndelungat.

Răcirea pieselor motorului urmăreşte deci asigurarea unui regim termic normal de funcţionare a

motorului, la care se realizează valorile prevăzute ale indicilor principali: putere, economicitate

(consum specific dc combustibil minim), siguranţă şi durată de exploatare.

Supraîncălzirea pieselor motorului are o serie de efecte nedorite, ca: înrăutăţirea umplerii (se

reduce putera şi economicitatea); tendinţa de ardere anormală (la MAS delonaţic şi aprinderi

secundare); intensificarea uzurii pieselor (ca urmare a reducerii rezistenţei mecanice şi a

compromiterii ungerii etc).

Nici funcţionarea unui motor cu regim termic scăzut (temperatură prea redusă a pieselor), nu

este avantajoasă, deoarece se reduce economicitatea (cresc pierderile de căldură prin pereţi şi

pierderile prin frecări); are lec o funcţionare rigidă (trepidantă) a motorului, iar ungerea este

necorespun/ît:)are din cauza viscozitaţii ridicate a uleiului, ceea ce accentuează uzura pieselor în

mişcare relativă.

Reglarea şi controlul intensităţii răcirii în funcţie de regimul de funcţionare (sarcină şi turaţie)

este singura cale sigură de exploatare economică a motoarelor cu ardere internă.

Temperaturile optime ale fluidului, la răcirea în circuit închis (circuitul lichidului nu comunică

cu atmosfera) sunt de 100...115 °C şi dc 80...90 °C, în circuit deschis. La răcirea cu aer temperatura

acestuia la ieşirea din motor este cuprinsă între 90... 120 °C.

52

Caicului căldurii preluate de fluidul de răcire se poale efectua pe baza ecuaţiei:q r = qconv + qrad [kJ/ClCluj, (11.1)

în care: qconv , qrad sunt fluxurile de căldură transmise prin convecţie, respectiv radiaţie, raportate la ciclu. Fluxurile de căldură qrad şi qconv se obţin cu relaţiile:

* / t A *1 JjLL100| 100

V

53

TkJ/ciclu], (11.2)qrad = 1.513

Siq conv = k (Tg m - Tfr) [kJ/ciclu] , (11.3)

în care: Tg rez este temperatura rezultantă a gazelor, în K;Tpi - temperatura medie a peretelui interior, în K;

Tfr - temperatura medie a fluidului de răcire, în K. Coeficientul global de transmitere a căldurii de la gaze la fluidul de răcire se obţine cu relaţia:

1

[kJ/m2 h grd],

54

(11.4)

a gpm pfrm

55

în care: agpm este coeficientul mediu de transmitere a căldurii de la gaze la pereţi, înkJ/m2h grd; A - conductivitatea termică a materialului peretelui, în kJ/mh grd; «pfrm - coeficientul

mediu de convecţie termică de la perete la fluidul de răcire, în kJ/m2h grd.Coeficienţii a $ p m şi apfrm depind de o serie de factori, astfel:

56

«gpm = f (wg j Tg > pg >^-g i cg efc- ) > (11.5)

57

«pfrm = f( A f,Re etc), in care: wg este viteza de curgere a gazelor,

în raport cu pereţii; Tg - temperatura gazelor; pg - presiunea gazelor; Ag, Af - conductivitatea

termică a gazelor şi fluidului de răcire; cg - căldura specifică a gazelor; Re - criteriul Reynolds

[83,100].

Pentru calculul aproximativ al căldurii preluate de fluidul de răcire se pot utiliza şi relaţii

aproximative [100,70]:

q'r = kiPe [kJ/h], (11.7)în care: k] = (2400...2550) kJ/kWh pentru MAS cu carburator şi ki = (2100... 2200) kJ/KWh pentru MAC, iar Pe este puterea efectivă a motorului, în kW.

Un calcul precis al căldurii cedate prin pereţii camerei de ardere, către fluidul de răcire, se

obţine din bilanţul energetic al motorului.

încercările experimentale arată că fracţiunea qr din cantitatea totală de căldură dezvoltată în

camera de ardere şi preluată de fluidul de răcire (v. cap.3 şi tab. 3.7), variază in limite largi. Pentru

MAC, la regimul nominal qr = (12...25)%, iar la MAS qr = (15...34)%.

58

(11.6)

i.0Concentrata

fig. 11.3. Variaţia temperaturii de îngheţ a apel în amestec cu diferite substanţe.

Circuit secundar

La sistemele de răcire

închise, pe lângă circuitul

principal al lichidului, se

prevede şi un circuit

secundar, cu rol de

prelevare şi compensare a

lichidului în timpul

funcţionării motorului

(fig.11.4). arcuitul secundar

este format din rezervorul

de compensare şi

conductele de legătură.

Capacitatea rezervorului

de compensare (vasului de

expansiune), este de

10...15% din volumul to-al

circuitului de

59

big. 11.4. Sistem de răcire cu vas de expansiune (Dacia 1300 ele).

11.2.2. Radiatorul

Radiatorul constituie, în esenţă, un schimbător de căldură, compus din trei părţii principale: bazinul inferior, partea centrală de răcire şi bazinul superior (fig.11.5). In bazinul superior este practicat orificiul pentru introducerea lichidului de răcire, prevăzut cu buşon-supapă de siguranţă precum şi racordul de intrare a lichidului din motor. în bazinul inferior este racordul pentru ieşirea lichidului spre motor şi buşonul de golire.

In funcţie de modul de circulaţie al lichidului se disting radiatoare cu ţevi de aer (fig. 11.6,a), cu ţevi de apă (fig. 11.6,b) şi cu lamele (fig. 11.6,c).

60

Vas de expansiune

Intrare lichid (din motor

Lichid

Licftid

LlCflIO

teşire lichid (spre motor)

Fig. 11.5. Radiator pentru lichid

(apă, lichid anligel):

1 - bazin superior; 2 - partea centrală de răcire; 3 - aripioare; 4

- bazin inferior.

Fig. 11.6. Diferite tipuri de radiatoare

pentru lichid.

61

Aer

Aer

Aer,

Ţevile radiatorului pot fi din cupru, oţel şi mai adesea din aluminiu şi alamă. Bazinele se execută din acelaşi material ca ţevile, prin turnare sau din tablă prin matriţare.

Soluţiile cele mai eficiente sunt acelea care la un gabarit minim asigură o suprafaţă de răcire

maximă.

Pentru calculul unui radiator se pleacă de la relaţiile care redau schimbul de căldură (11.7) etc.

Astfel, suprafaţa de răcire a radiatorului se obţine cu relaţia:

62

Arad —

kr ( tml + tm aer )

în care: q*r este căldura ce trebuie preluată de fluidul de răcire, în kJ/h; kr - coeficientul global de transmitere a căldurii în radiator, în kJ/m2h grd; tmi - temperatura medie a lichidului în radiator; tm aer

- temperatura medie a aerului în radiator. Coeficientul kr se obţine cu relaţia:

63

(11.8)

(11.9)m2hgrd

Afr> A,Ifp A OTp aer

în care: a i p este coeficientul de convecţie termică de la lichid la pereţii radiatorului, în kJ/m2h grd; â

- grosimea peretelui tubului prin care circulă lichidul, în m; A - conductivitatea termică a

materialului pereţilor, în kJ/mhgrd; a p aer - coeficientul de convecţie termică de la pereţii tubului

(radiatorului) la aer.

Practic, a ( p = (28000...34500) kJ /m2h grd; Aai - (375...410) kJ/mhgrd; Ao l = 125 kJ/mhgrd,

iar apai:r= (50...5OC) kJ/m2h grd.

Se fac erori mici dacă se consideră kr = apaer. iarapaer = 10 w0^ (waer fiind viteza aerului prin

radiator). De obicei, waer =(5...60) m/s.

64

kr =

11

1 kJ

55mm

20 w^lm/s]Fig. 11.7. Curbe experimentale kr şt

Atma pentru un radiator

65

Coeficientul kr poate fi determinat şi pe baza curbelor experimentale (fig. 11.7), în funcţie de adâncimea radiatorului lrac] şi gradul de ~X- l5t încălzire a aerului care trece ~~1" ~/ prin radiator Atma. Efi-

—. / cienţa răcirii scade odată cu Vad mărirea adâncimii radiatorului (convecţia

fiind mai redusă în spatele radiatorului).Suprafaţa de răcire a ra-

diatorului poate fi determinată şi cu relaţia aproximativă [8]:

Atma rci

lkJ/hrr?Klf

400;

/A-K0

Fig. 11.8. Buşon cu supape ac siguranţă cu aplicabilitate generală (fig. ll.S.a) şi buşonul de la motorul

autoturismului Dada 1300 (fig. ll.S.b).

Fig. 11.9. Schema unei pompe centrifugale cu palete:1 - ax de antrenare; 2 - ailor cu palete.

m2 , (11.10)

în care: arp este suprafaţa specifică de răcire a radiatorului. Pentru motoare de automobile arp =(0,15...0,4) m2/kW, iar pentru motoare de tractoare arp = (0,4...0,55)m2/kW.

Evitarea apariţiei unor suprapre-siuni în sistemul de răcire, datorită vaporizârii lichidului sau a unor depresiuni, după oprirea motorului, ca urmare a condensării vaporilor de lichid, se utilizează buşoane prevăzute cu supape de siguranţă (fig. 11.8).

Aceste supape se deschid când su-prapresiunea creşte cu 0,4...0,5 daN/cm2, permiţând vaporilor de lichid să se destindă în atmosferă, iar când depresiunea atinge 0,01...0,1 daN/cm2, permit intrarea aerului din atmosferă, protejând astfel radiatorul contra deformaţiilor.

11.2.3. Pompa de lichid

în figura 11.9 este redată schema unei pompe de lichid cu palete, de tip centrifugal. Aceste pompe au avantajul că după oprirea

66

Arad = arP Pe

Vupori

, .

motorului nu obturează circuitul de lichid, putând avea loc in sistem o circulaţie prin termosi

67

fon a lichidului de răcire, ceea ce contribuie la uniformizarea temperaturii pieselor.Pentru calculul unei pompe centrifuge se admite ca element de plecare lucrul mecanic efectuat

de forţa centrifugă a lichidului, care se corelează cu ecuaţia de continuitate a lui Bernoulli, de unde rezultă elementele necesare pentru dimensionarea sau alegerea pompei [54,70],

Debitul pompei se obţine cu relaţia:

J£l = ___________q'r(11.10)

Cl ( tu - tie ) î/pc

în care: Di este debitul lichidului de răcire prin radiator; îjpc - coeficientul de scăpări (0,8...0,9); ci -

căldura specifică a lichidului de răcire; tu şi tie - temperaturile lichidului la intrare, respectiv ieşire

din radiator; q'r - căldura preluată de fluidul de răcire.Puterea consumată de pompa de răcire este:

Di Apr

kl 7pc */mp

în care: Apr este căderea de presiune în pompă (Apr î/mp - randamentul mecanic al pompei (0,7...0,9).

De obicei Ppj. = (0,005...0,01)Pe, unde Pe este puterea efectivă nominală a motorului

68

Dp =

(11.11)

11.2.4. Ventilatorul

La motoarele de automobile şi tractoare se utilizează ventilatoare axiale sau centrifuge, într-o singură treaptă (fig. 11.10).

Ventilatorul axial poate fi constituit dintr-o elice fără carcasă sau cu carcasă (la căderi de presiune mai mari de 80 daN /m2).

Silenţiozitatea funcţionării ventilatorului este o problemă importantă pentru exploatare. Deoarece viteza periferică a elicei influenţează sensibil nivelul de zgomot produs, aceasta se limitează la 110 m/s, iar pentru autoturisme chiar la 80...90 m/s.

Puterea consumată de ventilator (fig. 11.11) se obţine cu relaţia:

Zvnvb(R4-r4)sin2ab r -, ...........

P- = 2842-400-------------- M ' (1U2)

Bl

69

Fig. 11.10. Schema unor ventilatoare axiale cu car-cn rotorul (elicea mont.ităjîn faţă (fig 11 10.n) sau în spatele paletelor statorice (fig. ll.LO.b).

1 L

----------—■-

2R

Fig. 11.11. Schema de calcul a unul ventilator.

in care: Zy este numărul de palete ale ventilatorului; nv - turaţia ventilatorului, în rot/min; b - lăţimea paletei, în m; a - unghiul de înclinare al paletei faţă de direcţia curentului de aer; R, r - raza exterioară ;i interioară a paletei, în m.

U.2.5. Termostatul

Reglarea temperaturii sistemului de răcire se realizează cu tennostate, care pot fi: cuburduf sau

cu arc metalic

Schema funcţionării terniostatului cu burduf (format dintr-un vas metalic go-frat şi etanş, având

în interior un lichid care fierbe uşor: eter, clorură de etil sau metil etc), este redată în figura 11.12.

Când termostatul este închis (fig. 11.12#) li-

70

Fig, 11.12. Schema funcţionării termos tain] ol cu bftrdnf.

Spre radiator

71

Fig. 11.13. Termostat cu spirală

chidul nu trece prin radiator. Odată cu creşterea temperaturii

lichidului (circa 70...75°C), termostatul se deschide (fig.

11.12,b), lichidul trecând şi prin radiator.

Termostatul cu arc metalic (fig. 11.13) este constituit

dintr-o spirală bimetalicâ 1, în contact cu lichidul de răcire şi

clapeta 2. Şi in acest caz, la o anumită temperatură a

lichidului, spirala se deformează deschizând clapeta, ceea ce

permite accesul apei prin radiator.

72

iii _Deftectoore pentru

dinjareo aerului

3 *Fig. 11.14. Schema

răcirii cnaer.

La unele autovehicule se reglează şi debitul de aer prin intermediul unor jaluzele montate în

spatele radiatorului sau chiar prin modificarea turaţiei ventilatorului (fiind antrenat hidraulic, electric

sau electromagnetic).

Unele defecţiuni, cauze, consecinţe şi posibilităţi de remediere la sistemul de răcire cu lichid sunt

redate în tabelul 11.1.

Tabekdll.lDefecţiuni, cauze, consecinţe ţi posibilităţi de remediere datorate sistemului de răcire

Defecţiuni Cauze Consecinţe Posibilităţi de remediere

Temperatura lichi-dului la ieşirea din motor prea scăzută

Debit de lichid prea mare.Depuneri de săruri pe cămăşi şi tn canalizaJia chiulasei

Când sunt depuneri grupul piston-cilindru lucrează la temperaturi prea mari, apărând pericolul de gripare, fisurare etc.

Se verifică debitul de lichid.Când sunt depuneri se curăţă canatizaţia cu soluţii speciale pentru dizolvarea sărurilor

Temperatura lichi-dului la ieşirea din motor este prea ridicată

Debit de lichid prea mic sau pompa uzată. Frecări prea mari ta grupul piston-cilindru datorită ungerii neco-respunzătoare

Tensiuni termice ridicate.Gri pa re a motorului

Se va evita regimul de putere maxima, pană la Înlăturarea cauzelor

Motorul produce depuneri cârbunoa-se tn cantitate prea mare

Motor prea rece Funcţionare neeconomică Se Înlătură cauzele temperaturii prea scă-zute în sistemul de ră-cire

11.3. RĂCIREA CU AER

Un sistem de răcire cu aer (fig. 11.14), este compus din ventilatorul 1, mantaua 2 care dirijează

aerul, deflectoarele 3, care urufonnizează distribuţia aerului între cilindri şi difuzorul 4.

73

în lungul circuitului de aer se disting: I - intrarea aerului; II - zona de antrenare a aerului de către

ventilator; III - zona de distribuţie a aerului în jurul cilindrilor; IV - zona de trecere a acrului printre

nervuri şi V - zona de ieşire a aerului.

Răcirea cu aer este indicată la motoare cu număr redus de cilindri. Temperatura medie a pieselor

care mărginesc camera de ardere este cu 30...40°C mai ridicată decât la motoarele răcite cu apă.

Rezultă deci că la motoarele răcite cu aer se pierde o cantitate de căldură mai redusă prin sistemul de

răcire.Cantitetea de căldură care se cedează mediului ambiant prin cilindri şi chiulasă, se poate

aproxima cu relaţia:

qr - PeCeQiA: [kJ/h], (11.13)

în care: Ai este un coeficient care depinde de tipul motorului, (pentru MAS cu carburator Ai = 0,28...0,33 iar pentru MAC, Ai = 0,25...0,30); Pe - puterea efectivă a motorului, în kW; Ce - consumul specific efectiv de combustibil, în kg/kWh; Q; - puterea calorifică a combustibilului, în kJ/kg.

Dintre dezavantajele răcirii cu aer (comparativ cu răcirea cu lichid), se amintesc: temperatura mai ridicată a pieselor; imposibilitatea forţării motoarelor prin turaţie şi raport de compresie din cauza măririi exagerate a solicitării termice; zgomot mai mare provocat de lipsa zonei cu lichid, cât şi de ventilator; necesitatea unui radiator de ulei; colmatarea canalelor de aer dintre aripioare; consum mai mare de putere pentru ventilator. Ca avantaje se remarcă: construcţie simplă; încălzire rapidă a motorului, ceea ce reduce uzura la pornire; funcţionare sigură la temperaturi joase ale mediului ambiant şi regimul termic mai ridicat care reduce uzura corozivă a cilindrilor.

12. PORNIREA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

12.1. PARTICULARITĂŢILE PORNIRII

Motoarele cu ardere internă pot intra in funcţiune numai dacă sunt antrenate manual sau automat, până la turaţia minimă, numită turaţie de pornire. La această turaţie se poate realiza independent ciclul funcţional al motorului.

Turaţia de pornire la MAC este mai mare decât la MAS.Astfel, la o temperatură exterioară de 0°C turaţia de pornire la MAS este de 40...80 rot/min, iar

la MAC de 100...200 rot/min, valorile mai mici fiind proprii MAC cu injecţie directă.La MAC formarea amestecului la pornire este mai dificilă ca la MAS, în special la temperaturi

scăzute, când se intensifică schimbul de căldură prin pereţi, înrăutăţindu-se autoaprinderea combustibilului.

între durata procesului de pornire rp şi turaţia de pornire np există o dependenţă

74

de forma rp = f ( ~ )» conform figurii 12.1. O pornire corespunzătoare are loc în

75

3...8 secunde. Din aceeaşi figură se observă că atât la MAS cât şi la la MAC turaţia de pornire creste odată cu scăderea temperaturii mediului ambiant (t3 > t2 > ti).

Fig. 12.1. Influent* turaţiei df pornire asupra Uuipuiul a* pornlre.

Pornirea este influenţată atât la MAS cât mai ales la MAC de a-sigurarea unei presiuni pc şi tem-peraturi Ta corespunzătoare la sfârşitul comprimării.

Variapa presiunii din cilindru la sfârşitul prroeesului de comprimare, în funcţie de turaţie, pentru diferite rapoarte de compresie este redată în figura 12.2

Se observă că Ia turaţia de 200 rot/min (cazul unui MAC), pentru un raport de compresie £ = 16, pc = 29 daN/cm2, rezultă temperatura: Tc=Tae°-1=273-16°'4 =

= 846 K =573 °C (unde s-a considerat temperatura aerului la sfârşitul admisiei,

Ta = 0°C = =273 K, iar exponentul adiaba-tic pentru aer re = n = 1,4). în

acest caz pentru a asigura pornirea motorului, trebuie mărită turaţia de pornire pentru a asigura o temperatură a aerului la sfârşitul comprimării mai mare de 873 K (temperatura de autoaprindere a motorinei fiind circa 873 K).

12.2. LUCRUL MECANIC ŞI CUPLUL DE PORNIRE

Lucrul mecanic necesar pornirii unui motor cu ardere internă Lp, se consumă pentru învingerea rezistenţelor proprii Lpp pentru comprimarea fluidului motor în cilindri Lpc şi pentru mărirea energiei cinetice a organelor motorului Lp^ [1], adică:

Lp = Lpr + Lpc -l- LpeC. (12.1)

Lucrul mecanic necesar pentru învingerea rezistenţelor proprii Lpr are ca şi componente

principale: lucrul mecanic pentru învingerea frecărilor interioare ale motorului Lpfr; lucrul mecanic

de pompaj (consumat în procesele de admisie şi evacuare) Lprp; lucrul mecanic de antrenare Lpra şi

lucrul mecanic corespunzător scăpărilor Lprs [54]:

Lpr = Lprf + Lprp + Lpra "I" Lprs ■ (2-2)

Lucrul mecanic L™ este mai mare în cazul MAC decât al MAS (fig. 12.3). Corespunzător

relaţiilor (12.1) şi (12.2) apare şi cuplul necesar pornirii. Cuplul de frecare Mprf are o

componentă constantă Mp^, care corespunde frecării

uscate şi o componentă variabilă Mp^ care corespunde frecării umede [88]:

Mprf = M^ + Mprf (A,c, V«, xP ), (12.3)

în care: A^ este aria suprafeţelor în contact; v - viscozitatea cinematică a lubrifian-76

zD

eo

o

■f?l

iti-- AJ□? /Jpa_ h- f V!5...

nlrot/ mln]Fig. 12.2. Variaţia presiur.ii la sfârşiţii]

comprimării, tn funcţie de turaţie, la diferite rapoarte de compresie.

Fig. 12.3. Variaţia lucrului mecanic Lpr, In funcţie de

turaţia de pornire np.

Fig, 12.4. Variaţia cuplului dc frecare tn

funcţie de temperatura lubrifiantului şi de

turaţia motorului

77

tului; n - turaţia motorului; a şi/8 - coeficienţi constanţiVâscozitatea cinematică depinde de tipul lubrifiantului folosit şi de temperatură. Variaţia

cuplului de frecare în funcţie de temperatura lubrifiantului şi de turaţia motorului, este redată în figura 12.4. Se observă că la turaţia zero, cuplul iniţial, practic, nu depinde de temperatură. Când arborele cotit începe să se rotească, lubrifiantul pătrunde între suprafeţele în frecare, iar la o anumită turaţie, pentru o anumită temperatură (sub 25...30°C), corespunde un cuplu minim, apoi acesta creşte odată cu turaţia. La temperaturi sub 0°C cuplul de frecare creşte sensibil, ceea ce conduce la pornirea dificilă a motoarelor.

Cuplul de pornire poate fi determinat prin calcul iau pe bază de încercări.Prin calcul, cuplul de pornire se poate obţine cu relaţia [88]:

Mp - C k V,, (12.4)

în care: C este un coeficient de volum (depinde de cilindreea motorului); k - coeficient de viscozitate; Vt - cillindreea totală. Coeficienţii C şi k sunt redaţi în figura 12.5.

Prin încercări, cuplul se determină pe cale indirectă, antrenând motorul cu un de-maror şi măsurând curentul absorbit de acesta. Din caracteristica,cuplul în funcţie de curent a demarorului, se obţine cuplul de pornire.

i an

\

78

Fig. 12.5. Coeficienţii C si k pentru MAS si MAC

12.3. PROCEDEE DE PORNIRE

Pornirea motoarelor de autovehicule se poate face manual, cu demaror şi MAS auxiliar.Pornirea manuală, cu ajutorul unei manivele cuplate cu capătul arborelui cotit este procedeul

cel mai simplu, care poate fi aplicată la MAS şi MAC (cu puteri până la 25 kW).Pornirea cu demaror electric are cea mai largă răspândire.Demarorul electric este un motor de curent continuu cu excitaţie în serie, care se cuplează cu

motorul cu ardere internă numai pentru antrenarea acestuia la pornire. în perioada pornirii, demarorul electric este alimentat de la bateria de acumulatoare. Puterea unui demaror electric reprezintă 1...2,5% din puterea MAS şi 5.,.10%din puterea MAC.

Demaror ,Q------Sprecprindere

Motor

79

Schema unui sistem de pornire cu demaror electric este redată în figura 12.6.a. Alimentarea demarorului se face direct de la bateria de acumulatoare 1, prin întrerupătorul de pornire 2. Pentru a evita curenţii mari de pornire care apar, în special la contact im-perfect al întrerupătorului, se utilizează releul de pornire 3 (fig. 12.6,b).

La unele autovehicule (autotu-risme) se experimentează sisteme de pornire automatizate cum ar fi: sistemul de pornire cu dispozitiv automat de comandă, simultan cu închiderea circuitului de aprindere etc.

Pornirea cu MAS auxiliar se aplică la MAC cu camere separate. MAS auxiliar este un

Motor

Fig. 12.6. Scheme de pornire cu demaror electric.

12.4. PROCEDEE AUXILIARE PENTRU UŞURAREA PORNIRII

în cazul pornirii MAC, la temperaturi joase se aplică o serie de procedee care sunt menite să uşureze pornirea. Dintre acestea, preîncălzirea generală a motorului, încălzirea aerului aspirat şi reducerea puterii necesare pornirii sunt cele mai indicate.

Preîncălzirea generală a motorului se realizează introducând apă fierbinte în sistemul de răcire,

care are ca efect ridicarea temperaturii pieselor şi reducerea visco-zităţii uleiului, ceea ce contribuie

la uşurarea pornirii.

încălzirea aerului aspirat în cilindri se realizează cu o rezistenţă electrică montată în galeria de

admisie, care, înainte şi în momentul pornirii, se încălzeşte la incandescenţă prin cuplare Ia bateria

de acumulatoare.

80

Pentru preîncălzirea aerului admis in cilindri se utilizează şi procedeul de pulverizare a unor combustibili uşor volatili în colectorul de admisie.

Un astfel de dispozitiv este dispozitivul de pornire start-pilot, utilizat la unele autovehicule. Prin acest dispozitiv (fig. 12.7) se pulverizează în galeria de admisie un combustibil special format din hidrocarburi, cu punctul de evaporare între -40...+200°C şi cu cifră octanică foarte ridicată, care asigură opornire uşoară. Combustibilul special este antrenat din rezervorul 1, de către aerul comprimat asigurat de pompa 2. Amestecul combustibil-aer este introdus în galena de admisie de pulverizatorul 3.

Pentru încălzirea aerului aspirat se pot folosi şi termostartere (fig.12.8) conectate la instalaţia electrică. în momentul pornirii rezistenţa electrică 1, încălzeşte pulverizatorul cu bilă 2, care se deschide, permiţând trecerea unei cantităţi determinate de motorină. Motorina vaporizată la ieşire din pulveriza-tor se aprinde de la filamentul 3, în maximum 15 s [2].

Un astfel de termostarter asi-gură porniri sigure până la tem-peraturi de -l 8°C.

Un alt dispozitiv pentru uşurarea pornirii motoarelor Diesel îl constituie bujiile cu filament incandescent [139]. An-samblul unei astfel de bujii este redat în figura 12.9.a, iar schema electrică a unei instalaţii cu 4 bujii incandescente, în figura 12.9.b.Bujiile incandcs- □. b.Cente 1 Conectate

Fig. 12.9. Bujie cu filament

Incandescent (a) si schema

electrica a unei

în Serie CU rezi- instalaţii cu patru bujii incandescente (b).

tcnja 2 şi filamentul de control 3, sunt comandate prin comutatorul 4, Filamentul unei bujii atinge temperatura de 1050... 1150

Fig. 1X7. Dispozitiv de pornire slart-pilot

°C în cea. 50 secunde. Funcţionarea normală a bujiiior este controlată prin filamentul de control, care după cea. 50 de secunde trebuie să aibă o culoare roşie deschisă.

La unele MAC, reducerea puterii necesare pornirii sc asigură prin decompresare, până la atingerea turaţiei de pornire. Tot în acest scop este utilă preîncălzirea uleiul din carter.

Principalele defecţiuni, cauze şi remedieri la pornire sunt redate în tabelul 12.1.

Tabelidlll

Defecţiuni, cauze şi remedieri la pornire

Defecţiuni Cauze Remedieri Obs.Turaţie redusă a demarorului (motorul nu por-neşte)

Bateria de acumulatoare insuficient încărcată

Bateria de acumulatoare se încarcă la parametrii normali

Temperatura ambiantă scăzută Se aplică metode de uşurare a pornirii

La MAC

Uleiul prea viscos Sc schimbă uleiul de vară cu cel de iarnă

Demarorul nu se roteşte

Bateria de acumulatoare descăr-cată

Se încarcă bateria de acumulatoare

Contact insuficient la bornele bateriei

Se curăţă bornele şi se reface contactul

Perii de cărbune uzate Se înlocuiescColectorul uzat sau murdar Se curăţă şi se verificăPinionul demarorului s-a blocat în coroana dinţată a volantului

Se rectifică dinţii pinionului şi coroanei volantului

întrerupător defect Se reglează sau se înlocuieşte

Demarorul se ro-teşte dar pin io-nul nu cuplează

Dinţii pinionului sau ai volantului au bavuri

Se înlătură bavuriie

Bucşa alunecătoare este blocată Sc deblochează buqaDemarorul se ro-teşte dar pinionu! rămâne blocat în dinţii coroanei

Arcul de readucere este slăbit Se verifică arcurile şi se înlocuiesc dacă este necesar

Dinţii au bavuri Se înlătură bavuriie

13. REALIZĂRI ŞI TENDINŢE ÎN DOMENIUL MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE ŞI TRACTOARE

13.1. CONTRIBUŢIA UNOR INVENTATORI ROMÂNI LA DEZVOLTAREA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

Alături de elita mondială a inventatorilor*, din domeniul motoarelor cu ardere internă, trebuie

amintiţi şi o serie de inventatori români. Printre aceştia, inginerul Dumitru Văsescu este considerat

ca un pionier al automobilului de azi, prin faptul că în 1880 a realizat un automobil original, acţionat

cu abur. Cazanul multitubular pentru producera aburului era montat în faţa conducătorului, cu

robinetele şi ma-nometrele astfel plasate încât să poate fi manevrate şi urmărite cu uşurinţă, încălzi-

rea apei se realiza cu cărbuni. Aburul de la cazan era condus pentru a se destinde In doi cilindri, de la

care mişcarea se transmitea direcat la roţile motrice din spate. Comanda intrării şi ieşirii aburului din

cilindrii se realiza cu două manete montate lângă scaunul conducătorului.

Inginerul N. Iliescu continuă dezvoltarea motorului cu abur, realizând un automobil prevăzut cu

un cazan cu evaporare instantanee** [33].

O realizare remarcabilă este a ing. Aurel Perşu, care în 1923 construieşte un automobil - corect

aerodinamic - având motorul în spate, fără diferenţial.în anull930 ing. Traian Vuia a brevetat un autovehicul de 2,5.. .4 t, prevăzut cu motor cu abur de

concepţie proprie (generatorul de abur Vuia). Mai târziu, în 1947, un astfel de motor a fost montat şi pe un şasiu Panhardt, care n-a depăşit faza de prototip, mai ales din cauză că la acea vreme erau în mare voga autovehiculele prevăzute cu motoare pe benzină.

Ing. Radu Manicatide realizează în 1945 un microautomobil biloc, cu motor în spate şi tracţiune pe roţile din spate. Motorul era lip DKW de motocicletă, modificat, în doi timpi, răcit forţat cu aer, care dezvolta 8,46 kW, la 4000 rot/min. Automobilul atingea 70 km/h cu un consum de 4,5 dm3/100 km.

Contribuţii importante la dezvoltarea motoarelor cu ardere internă au avut şi alţi cercetători

români, ajungându-se ca în zilele noastre să producem motoare de toate tipurile pentru autovehicule,

locomotive, nave etc.

13.2. UNELE DATE PRIVIND MOTOARELE FABRICATE ÎN ROMÂNIA

Motorul ARO L-25, dezvoltă o putere de 55 kW, la 4000 rot/min.

Motorul autoturismului DACIA 1300 şi variante, este un motor cu aprindere prin scânteie, în 4

timpi, cu patru cilindri verticali, răcit cu lichid. Motorul dezvoltă 39,7 kW (55 CP) la turaţia dc 5250

rot/min.

Motoarele autoturismelor OLTCIT. Pe OLTCIT SPECIAL se montează motorul V 06/630 cu

doi cilindri orizontali- opuşi, de 25 kW (34 CP) la turaţia de 5250 rot/min; pe OLTCIT CLUB -

motorul G 11/631 cu patru cilindri orizontali-opuşi, de 42,2 kW (57,4 CP) la 6250 rot/min, iar pe

* Jcan Lenoir, în 1860 a brevetat primul motor termic, care a funcţional cu gaz de iluminat.

Nikolaus Otto, în 1877 a brevetai motorul în patru timpi cu apnndcre prin scânteie, care se baza pe

ciclul imaginat dc inventatorul Beau de Rochas. cu 16 ani înaintea lui Otto/6/.

Rudolf Diesel, în 1892, a patentat motonil care-i poartă numele. ** Leon Scrpolet (1859-1907), realizează în 1899,

împreună cu Armând Peugeot, un automobil

prevăzut cu motor cu abur, la care cazanul producea abur supraîncălzit.

OLTCIT AXEL motorul T 13/653 cu patru cilindri orizontali- opuşi de 45,2 kW (61,5 CP) la 5500

rot/min.

Motoarele autocamioanelor ROMAN-DIESEL şi DAC. Motorul 797-05, este un motor cu

aprindere prin compresie cu injecţie directă de tip "M", cu cameră sferică dc ardere în piston având 6

cilindri în linie. Motorul este prevăzut cu pompă de injecţie cu distribuitor rotativ tip CAV.

Injcctorul arc un orificiu cu diametrul de 0,6 mm, plasat înclinat faţă de axa longitudinală.

Motorul D 2156 HMN 8, este tot un MAC cu injecţie directă tip MAN "HM" cu 6 cilindri,

aşezaţi în linie. Este prevăzut cu pompă de injecţie cu elemenţi în linie iar injcctorul este asemănător

cu al motorului 797-95.

Motoarele D-115; D-116; D-121; D-124 şi D-2601 cu aprindere prin comprimare, cu injecţie

directă, au o serie de elemente comune (dimensiunile principale ale mecanismului motor etc), iar

prin modificarea turaţiei sau a numărului de cilindri se realizează diferite puteri. Astfel, motorul D-

124 cu 3 cilindri, cu turaţia de 2200 rot/min dezvoltă 28 kW (38 CP); motorul D-115 cu 3 cilindri, cu

turaţia de 2400 rot/min dezvoltă 33,1 kW (45 CP); motorul D-116 arc aceeaşi parametri ca şi moto -

rul D-115 (cu unele modificări constructive la carter - baia de ulei - pentru a uşura montarea pe

tractorul cu şenile), motorul D-121, cu patru cilindri, cu turaţia de 2400 rot/min, dezvoltă 40,5 kW

(55 CP), iar motorul D-2601, cu 6 cilindri dezvoltă 61,08 kW (83 CP), la turaţia de 2400 rot/min.

Motoarele sunt prevăzute cu pompe de injecţie cu distribuitor rotativ având regulator mecanic.

Motorul D-110 este un motor cu aprindere prin compresie in patru timpi, cu injecţie directă, cu 4

cilindri, care la turaţia de 1800 rot/min dezvoltă 47,8 kW (65 CP).

Motorul D-118 este un motor cu aprindere prin compresie, în 4 timpi, cu 4 cilindri, care la

turaţia de 2200 rot/min dezvoltă 58,5 kW (80 CP). Este prevăzut cu pompă de injecţie cu elemenţi în

linie, cu regulator mecanic.

Motorul D-128 este un motor cu aprindere prin compresie, în 4 timpi, cu 6 cilindri, care la

turaţia de 2100 rot/min dezvoltă 132kW (180 CP), iar cuplul maxim de 658 Nm îl dezvoltă la 1400

rot/min.

In tabelul 13,1 se prezintă indicii caracteristici ai principalelor tipuri de motoare care sc

construiesc în România.

MotorMarcaNr.Tura{iarr pVsiS/l)PecPvTIVtipcil.kWCPE

rot/min(DIN)dm3daN/cmg/kWhg/CPhm/skW/dm3CP/dm3kg/kwkg/CP103-00Dacia 12104530035,29481,1851,18,57,04-------810-99MASDacia 13104525039,7541,2891,058,57,04--

13,530,94322,92*16,85

102-00Dacia 14104550051,58651,2971,0139,5--------AROL-254420058,8802,4951,148,06,73--11,923,732,2—-OLTCIT CLUB4625041,157,41,1290,889,0--13,6636,7-21,13*15,24D-12118008,82121,191,2174,942641947,87,4310,155,741D-1104180044,1604,761,216,76,282581907,8-12,6-8,1 uscatD-1054120095,513013,661,4167,40--8,167,989,52518,4D-105 A4120095,5150**13,661,4167,40--8,167,989,52518,4D-1153240033,08452,341,15177,07--8,8----D-1163240029,4402,341,16176,28--8,812,5517,1--MACD-1214240040,555**3,1181,16176,49--8,8-17,1--D-1243220028382,341,15176,53--8,06----D-1184220058,8804,941,1816,66,49--9,53----Perkins6220074,41015,81,29166,99—-9,312,8n,4--D-135***63000991355,491,117,57,21228168-18,124,64,63,38 uscatD-2156220015821510,351,24178,3322416515,320,85,13,75 uscatD-1186210013218010,351,24177,29------D-2733800500—15,01,0720,8---11.4--

Tabelul 13.1Parametri principali ai motoarelor termice care se

construiesc în ROMÂNIA

* Masa motorului cu plinurile făcute, fără încărcătură *** D797-05"SAE **** D 1216HMN8.

13.3. TENDINŢE ACTUALE ŞI DE PERSPECTIVĂ ÎN DEZVOLTAREA MOTOARELOR PENTRU AUTOMOBILE ŞI TRACTOARE

în stadiul actual de dezvoltare a automobilelor şi tractoarelor, ca mijloc de propulsie al acestora, sc utilizează în cea mai mare măsură motorul termic cu piston. Aceasta se explică prin avantajele pe care lc prezintă: randament ridicat în comparaţie cu alte surse; funcţionarea cu consum de combustibil redus; simplitatea şi compactitatea; pornire uşoară şi posibilitatea trecerii rapide Ia regimul de sarcină plină; utilizarea unor materiale puţin costisitoare; rază mare de acţiune cu un plin de combustibil.

în prezent, statisticile arată că autoturismele sunt echipate, în special cu MAS (cu tendinţe de aplicare în unele ţări a MAC şi motoare cu gaze), iar la autocamioane se aplică cu precădere MAC (la cele de peste 5 tone, ponderea acestora fiind de peste 97%). La tractoare s-a generalizat aplicarea MAC.

Având în vedere problemele majore ale politicii combustibilului, se perfecţionează atât MAS cât şi MAC.

La MAS se experimentează o serie de inovaţii tehnologice cum ar fi: ameliorarea arderii benzinei prin utilizarea carburatoarelor speciale, a injecţiei de benzină, stratificarea amestecului aer-combustibil, arderea etajată, postarderea sau cataliza, utilizarea combustibililor gazoşi, neconvcnţionali etc.

Prin stratificarea amestecului din camera de ardere în dozaj bogat în apropierea bujiei şi dozaj din ce în ce mai sărac în restul camerei de ardere, se poate realiza o ardere mai completă. Acest procedeu este aplicat în mai multe variante (motorul realizat de firma Ford este una din primele realizări).

Rezultate promiţătoare a obţinut firma Honda rcalizînd un nou tip de motor CV CC (Compound Vortex Controlled Combustion), precum şi alte firme

Motorul cu gaz poate utiliza diferite gaze. MAS actuale, prin înlocuirea carburatoarelor cu amestecătoare (relativ simple), se transformă în motoare cu gaz. Deoarece puterea calorifică a gazelor utilizabile este mai redusa decât puterea calorifică a benzinei, Ia aceeaşi cilindree puterea scade cu cea 13%. La motoarele cu gaz se poate recupera scăderea de putere prin mărirea raportului de compresie (fără pericolul apariţiei fenomenului de detonaţie).

La MAC se poate aplica procedeul "Diesel-gaz". în MAC clasic se aspiră amestec de aer şi combustibil gazos, iar în amestecul comprimat se injecteazăa un jet de motorină (15.. .20%) care se autoaprinde şi constituie apoi sursa de aprindere a amestecului aer-gaz. Prin aplicarea acestui procedeu puterea rămâne aproximativ constantă, dozajele putând fi mai bine reglate iar fumul Ia evacuare se reduce sensibil.

Motorul rotativ, de tip Wankel, având mase numai în mişcare dc rotaţie este simplu şi compact, la aceeaşi cilindree totală, turaţie şi presiune medie efectivă, puterea motorului Wankel este aproximativ dublă faţă de motorul clasic, ceea ce se verifică parţial şi practic.

Comparând caracteristica dc turaţie a motorului Wankel cu cea a motorului clasic rezultă că motorul clasic are o comportare mai favorabilă când este montat pe autovehicule, în timp ce motorul Wankel influenţează negativ dinamica automobilului, impunând o schimbare mai deasă a vitezelor.

Un dezavantaj al motorului Wankel îl constituie execuţia dificilă a etanşării spaţiilor dc lucru cât şi diminuarea acestei etanşări în exploatare, ceea ce are efecte negative asupra performanţelor de putere şi economicitate.

86

Turbina cu gaze este un alt concurent al motorului clasic.Avantajele turbinei cu gaze sunt: construcţie relativ simplă, utilizarea unui combustibil mai

ieftin şi posibilitatea arderii complete a lui. Dezavantajele turbinei cu gaze sunt: utilizarea unor materiale deficitare (materiale speciale termorezistente pentru palete), consum ridicat de combustibil, funcţionare defectoasâ la sarcini parţiale şi zgomotul ridicat Ia evacuare, care limitează aplicarea lor. Cu toate acestea motorul cu turbină cu gaze rămâne un concurent al motorului clasic cu piston.

Motorul Stirling, motor cu ardere externă, care după o serie de îmbunătăţiri a ajuns la randamente efective cuprinse între 30.. .40%, mers liniştit, poluare minimă şi caracteristici funcţionale favorabile autovehiculelor, este în atenţia mai multor firme.

Primele motoare realizate de firma Philips [123], erau cu mecanism de acţionare rombic. S-au experimentat apoi şi alte motoare cu mecanisme apropiate de cele ale motoarelor clasice [114]. La aceste motoare combustibilul arde într-un focar exterior, unde are loc o ardere aproape completă, ceea ce conferă motorului un nivel de poluare redus.

Fluidul motor este heliul sau hidrogenul, care preia căldura în regenerator.Ansamblul acumulator + motor electric, prin avantajele pe care le prezintă: randament ridicat al

utilizării energici şi inexistenţa poluării mediului, este o tentaţie la ordinea zilei. In prezent însă, din parcul mondial de autovehicule, mai puţin de 0,1% sunt cu antrenare electrică. Limitele dezvoltării autovehiculelor cu antrenare electrică sunt: volum şi masă mare a surselor dc energie electrică montate pe autovehicule şi asigurarea unor raze reduse de acţiune. S-au încercat diferite tipuri de acumulatoare, fără a sc depăşi raza dc acţiune de ordinul a 60.. .80 km.

Pila de combustie + motor electric constituie tot un ansamblu de mare eficienţă economică.Dintre realizările din domeniul pilelor de combustie pentru aotomobile se evidenţiază cele din

SUA, unde pc un automobil electric Allis Chalmcrs s-a montat o pilă de combustie de 3 k W. Automobilul are o autonomie de 20.. .30 ore şi poate atinge o viteză de 100 km/h. încercări similare s-au făcut şi în Franţa de către firma Peugeot [79].

Cu toate acestea, realizarea unor pile de combustie cu mare autonomie şi la un preţ de cost redus este de domeniul viitorului.

Prin aplicarea acestui ansamblu, în principiu, sc înlătură dezavantajul razei mici de acţiune. Prin faptul că pila de combustie asigură energie atâta timp cât este alimentată cu combustibil şi oxidant, care pot fi acumulate in cantităţi mari, Ia bordul autovehiculului.

Motorul cu hidrogen. Deşi hidrogenul, în condiţii normale, se încadrează în categoria combustibililor gazoşi, totuşi, din cauză că până in prezent au dat satisfacţie doar motoarele cu hidrogen lichid, s-a considerat util ca acestor motoare să li se acorde un loc aparte.

Hidrogenul lichid are o putere calorică de trei ori mai mare decât a benzinei, arde complet şi eficient în motor, producând doar o cantitate redusă de oxizi de azot (NOx).

Cu toate că hidrogenul pare un combustibil ideal pentru motoarele cu ardere internă, există însă o serie dc probleme care sc speră să fie rezolvate în viitor, cum ar fi: producerea cât mai eficientă a hidrogenului lichid, depozitarea şi transportul acestuia precum şi optimizarea alimentării motoarelor cu hidrogen lichid.

Procesul de ardere a hidrogenului în motor are loc cu viteze mari, ceea cc conduce la o ardere violentă, cu tendinţă spre detonaţie (asemănătoare cu detonaţia Diesel). Apare, de asemenea, posibilitatea aprinderii hidrogenului dc Ia gazele fierbinţi sau punctele calde din cilindru, cât şi trecerea flăcării în conducta de admisie şi producerea exploziei amestecului.

Hidrogenul având limite mari de inflamabilitate, un motor cu hidrogen poate funcţiona cu amestecuri foarte sărace, cu randamente superioare motoarelor cu benzină.

O serie de neajunsuri ale motorului cu hidrogen ca: arderea violentă, explozia amestecului în conducta de admisie şi autoaprinderea şi-au găsit deja rezolvarea prin injecţia de apă, injecţia dc hidrogen în cilindru, reducerea raportului de compresie şi recircularea gazelor arse.

Al. NORME PRIVIND POLUAREA CHIMICĂ ŞI SONORĂ

A.1.1. Norme privind poluarea chimică

Comisia Economică pentru Europa (CEE), care a luat fiinţă în 1958 a dat primele directive în anii 1970, care impuneau reducerea treptată acelor trei poluanţi: CO, HC, NO x, astfel că în decurs de peste 20 dc ani, gradul de poluare al motoarelor de autovehicule s-a redus în Europa cu cea. 70%.

în anul 1990 a luat fiinţă un nou organism european "Agenţia Europeană pentru Mediul înconjurător", care va veghea la protecţia ecologică în Europaşicare îşi va da avizul şi asupra măsurilor privitoare la funcţionarea poluantă a motoarelor de autovehicule.

Substanţele care apar la evacuarea motoarelor de autovehicule sunt:CO - carcaparcînurmaunorarderiincomplete(maimultlaMASdccâtlaMAC);HC - hidrocarburi nearse care apar datorită întreruperii desfăşurării flăcării, în contact cu

elementele reci ale camerei de ardere;NOx - oxizii de azot care apar în urma reacţiilor la temperaturi ridicate.Particulele solide (sub formă dc fum sau funingine) dc dimensiuni microscopice care constau

din aglomerării de C sunt integrate cu hidrocarburile grele.La MAS cu ardere reglată corect, un kg de benzină care conţine cea. 85% Cşi 15% H 2 arde în

15.. .20 kg de aer, care conţine cea. 80% N2 şi 20% 02. Deci motorul aspiră, în cazul arderii stoichiometrice, cea. 12 kg N2; 3 kg 02; 0,85 kg C; 0,150 kg H2 şi elimină la evacuare cea. 12 kg N2; 3,2 kg C02; 20.. .50 g CO; 15.. .30 g (HC + NOJ.

Până în prezent se luptă împotriva poluanţiilor CO, CH şi NOx, neglijându-se C02, care prin efectul de seră periclitează întreaga planetă.

Sistemele catalitice aplicate până în prezent elimină CO, HC şi NO x (aproximativ până la limita admisă, este vorba de SUA şi unele firme din Europa), dar C02 se evacuează în atmosferă.

Revenind la reducerea poluanţilor CO, HC şi NOx, începând cu 1 ianuarie 1993 se a-plicâ regulamentele CEE de antipoluare şi la autoturisme cu cilindree redusă (tab. A1.1).

Testele făcute la Centrul Tehnologic European din Luxemburg nu arată mari speranţe de atingere a acestor valori.

Pe măsură ce amestecul sărăceşte, temperatura de ardere creşte, cantitatea de HC scade sensibil, dar cea de NOx creşte. Evident, CO scade la sărăcirea amestecului. Deocamdată, nu este posibilă reducerea simultană a celor trei componente poluante.

Constri'Ctorii de motoare din Germania au realizat totuşi, aşa numitele motoare "curate" în proporţie de 83 % (tab. A 1.2) din totalul motoarelor puse pe piaţa Germaniei. Aceste motoare sunt dotate cu catalizatori comandaţi electronic.

88

Autoturisme germane dotate cu catalizatori

»viind comandă electronică (Sursă VDI)

Cilindreea Total modele de Autoturisme[dm3] autoturisme pe "curate"

piaţa germanăV, < 1,4 68 211,4 < V, < 2 284 144V, > 2 1 1

Este prevăzut ca instalaţiile electronice de control al arderii, catalizatorul cu trei funcţii, aplicate la motoarele cu injecţie de benzină (controlate prin sonda LAMB-DA) care vor avea şi un consum specific de combustibil mai redus cu 15%, dar care vor fi mai scumpe cu 6.. .15% sunt o soluţie, alături de MAC cu injecţie directă de dimensiuni reduse, care să aibă pe ţeava de evacuare un dispozitiv de înlăturare a particulelor solide (fumului).

Utilizarea combustibililor neconvenţionali poate răspunde mai uşor normelor de poluare. Astfel, motorul VW-Jetta funcţionând cu metan se încadrează în normele europene şi chiar în cele americane care sunt mai severe (tab. A 1.3).

Tabelul A l.iValorile poluanţilor produşi de motorul V.W-Jetla (metan) comparativ cu

normele americane (normele din California) 1993

Substanţă poluantă Normele "CALIFORNIA" 1993, în g/milă

V.W-Jetta metan injecţie directă

CO 3,40 0,74CH 0,25 0,18NO* 0,40 0,37Particule 0,08 0,04

Autobuzele japoneze funcţionând cu metan, comparativ cu MAC cu injecţie directă, poluează de asemenea, mai puţin, mai ales când au şi un catalizator de oxidare.

Referitor Ia opacitatea gazelor proprie MAC-urilor, se amintesc normele din Colorado (SUA), care precizează 40% după 5 sec. de funcţionare a motorului.

A. 1.2, Norme privind poluarea sonică

Oct 1988Ian. 1993Norme SUAco30 g/test19-20 g/test14 g/testHC + NOx8 g/test5 g/test4 g/testReducere, în %60%73% Aceleaşi normeşi în 1988Testul se face în parcurs urban de 4,1 km.

Tabelul A UReglementările CEF referitoare la reducerea poluanţilor la motoare cu

cilindree redusa, Vţ < ln4 dm

Tabelul A 1.2

Astfel de norme pentru autovehicule rutiere au apărut din 1970, iar pentru cele agricole din 1977.

Termenul de zgomot cuprinde atât zgomotul propriu-zis, cât şi vibraţiile.Nivelul de zgomot al MAC este mai mare faţă de al MAS. Componentele motorului an o

contribuţie diferită la zgomotul emis de un MAS şi de un MAC.Analiza elementelor structurale ale motorului asupra nivelului de zgomot arată diferite

variante posibile, cum ar fi: îngroşarea pereţilor şi capacelor de lagăre, respectiv ecranarea părţii cu zgomot sau o capsulare totală.

Ecranarea şi capsularea se fac cu materiale speciale absorbante de zgomot, ignifuge.Noţiunea de "camion silenţios" este reglementată prin ISO-R 362, care pentru

autocamioane având o putere sub 150 kW impune ca limită superioară a nivelului de zgomot 78 dB (A), iar pentru cele peste 150 kW admite ca limită maximă 80 dB (A).

Pentru autoturisme, nivelul de zgomot admis a fost limitat prin reglementări in 1984, la 77 dB (A) în decursul accelerărilor, iar mai recent la 75 dB(A).

90

A.2. CARBURAŢIE SAU INJECŢIE DE BENZINĂ

91

ANEXA 2

Injecţie de benzina

Carburaţie

1994 Anul

Fig- A.2.1. Ponderea injecţiei de benzina si a carburaţiei in producţia de

automobile.

In prezent injecţia de benzină (în SUA) câştiga teren, satisfăcând mai fidel normele de poluare (fig.A 2.1), iar în Europa se manifestă aceeaşi tendinţă.

In acelaşi timp se dezvoltă şi carburaţia, în special în varianta e-lectronică. în tabelul A 2.1 este redată proporţia de aplicare a injecţiei de benzină la autoturisme, în diferite ţări.

92

19921586 1988 1990

!%1

60

20

Sistemul de injecţie MONO-MOTRONIC-BOSCH derivat din sistemul MONO--JETRONIC, a apărut ca o necesitate de a respecta normele de poluare impuse şi în Europa. Noul sistem se corelează cu sistemul de aprindere electronică programată. Calculatorul electronic determină parametrii optimi ai injecţiei, precum şi valorile corespunzătoare ale avansului Ia injecţie şi alduratei acesteia, precum şi a fazelor de distribuţie a gazelor. Noul sistem de injecţie asigură funcţionarea mai economică a motorului, cu poluanţi care se încadrează în normele impuse în 1993.

La sistemul MONO-JETRONIC cantitatea sau masa de aer aspirată în cilindru se consideră ca parametru de bază de la care calculatorul decide comanda celorlalte mărimi. La sistemul MONO-MOTRONIC, unghiul de deschidere al obturatorului -clapeta care permite intrarea amestecului combustibil-aer şi turaţia motorului, respectiv raportul ip/n care determină durata injecţiei (pe baza unei legi de injecţie introdusă în memoria calculatorului) sc consideră parametru de bază.

Alte funcţiuni ale sitemului MONO-MOTRONIC sunt: îmbogăţirea corespunzătoare a amestecului in cazul pornirii motorului la rece, asigurarea accelerării şi mersul optim la sarcini mici şi în gol, reducerea cantităţii de combustibil la decelerare, reglarea funţionării sondei (traductorului) LAMBDA cu comandă electronică de îndepărtare a vaporilor şi a gazelor din rezervorul de combustibil etc.

Un alt sistem de injecţie al benzinei este sistemul multipunct MAGNETI-MARELI, care a fost introdus tot pentru a îmbunătăţi funcţionarea MAS şi a reduce poluarea.

93

Ţara19S71W01994Germania54%85%90%Franţa15%23%30%Europa (medie)31%47%51%Japonia46%.60%65%S.U.A.78%90%95%

Tabelul A 11

Proporţia de aplicare a injecţiei de benzină la autoturisme, tn diferite ţâri.

ANEXA 2Din tabelul A 2.2 se pot urmări caracteristicile tehnice ale unor motoare Citroen XM pentru

autoturisme, de unde se observă că din 9 modele, 5 sunt cu injecţie de benzină, iar 3 cu injecţie dc motorină

A.3. MOTOARE CU SUFAFE MUI/II1MK PE CILINDRU

94

Motorul CaracteristiciXM 2XM inj.XMinj. catsli-zatorXM inj. aut/calXMV6XMV6-24XM D-12XM Turbo D-

12XM Turbo D-12autPutere, kW (CP)84 (115)94 (130)89 (122)89 (122)123 (170)147

(200)60 (83)80 (110)80 (110)Turaţia, rot/min580056005600560056006000460043004300Cuplul maxim Nm la

turaţie, rot/min16,8/ 225017,5/ 480017/ 400017/ 400023,5/ 460026/ 360014,5/ 200024,5/ 200024,5/ 2000Număr de

cilindri44446V6V 444Cilindreea, cm3199819981998199829752975213820882088JAIezaj x cursă,

mm86x8686x8686x8686x8693x7393x7386x9285x9285x92AlimentareaCarburator dublu

corpInjecţieInjecţieinjecţieInjecţieInjecţieInjecţieInjecţieInjecţieAprindereMASMASMASMASMASMASMACMACMACConsum de combustibil

la 1/100 km, la 90 km/h6,36,36,87,17,88,25,14,95,4Idem la 120 km/h7,98,1839,29,610,26,76,57,1Idem în parcurs

urban10,711,512,813,815,015,010,88,59,7

TabeMA 2.2

Caracteristici tehnice ale unor motoare Citroen XM, pentru autoturisme

Firmele japoneze constructoare de automobile au fost primele care au introdus motoarele cu supape multiple pe cilindru.

Avantajele acestei soluţii sunt: putere specifică sporită, economicitate foarte mare şi o poluare care se încadrează în normele din 1993 (v. Anexa 1).

Firmele europene nu au conceput deocamdată, motoare multisupape ci au început aplicarea la motoarele existente.

Aceasta este explicaţia că motoarele europene sunt mai scumpe cu 30% faţă de motoarele de bază, iar cele japoneze doar cu 10%.

Totuşi, o serie de firme europene au început să adopte motoarele cu mai multe supape pe un cilindru. Se apreciază că înainte de anul 2000, majoritatea motoarelor vor fi construite în varianta cu multisupape pe un cilindru.

în tabelul A 3.1 se redau unele dintre motoarele cu multisupape ale diferitelor firme şi parametrii de bază ai acestora.

Caracteristica cea mai importantă a motorului cu supape multiple constă în obţinerea unui spor dc putere la aceeaşi cilindree, faţă de motorul clasic cu două supape pe cilindru. Adică, se ating puteri de cea 60.. .100 CP/dm3 faţă de cele ale motorului clasic de 45.. .75 CP/dm3.

Pe maşinile de curse se pot obţine turaţii de 13000 rot/min şi puteri de 200 CP/dm 3 (147 kW/dm3).

S-a stabilit că motorul cu 4 supape pe cilindru asigură forma optimă termodinamică, referitoare la arhitectura camerei de ardere, înlăturându-se complet spaţiile moarte care favorizează detonaţia.

95

ANEXA4

96

Marca şi modelulNr.cilindriPuterea maximăTuraţia rot/minViteza maximă km/hCons. la 120

km/h în 1/100 km

kWCP

AUDI 90 2.0 20 V511615862002158,4UMW-320/S2parte414119269002278,0CITROEN BX 19 16 V

cri411615865002188,1FORD-Siere turbo 16 V RS Cosworth4147200600024210,2HONDA-Civic 1,3 16 V 3

parte4557563001686,8Civic 1,6116 V 3 parte49613168002007,3Civic 1,4 16 VShuttie466906300170JAGUAR XJG

3.6615621250002159,5LANCIA-Delta turbo 16 V HF integrale4144196550022010,5LOTUS-

KspriUurbocat4170*231*6500249-MASERATI-2226164223625022511,5MAZDA-323 1.61 turbo 16 V 3 p 4

WD4110*150*60002059,8N1SSAN-200 SX412617164002258,1OPEL-Kadett 2.0 16 V 3 parte

GSI411515660002206,8PEUGEOT-405 MI 16411615865002208,0PORSCHE-994

52415521158002408,4RENAUI.T-25 2.01 12VTXI410213960002077,9ROVER-213 SE4547360001607,4SAAB-

900 16 4parte498*133*60001S09,9SUBARU-Justy J 12 3 parte 4 WD S350*68*56001527,8TOYOTA-Corolla 1,6 16 V

GT149212566001907,8VOLVO-740 2.01 16 V OLE410013660001909,0

Tabelul A 3.1

Unele motoare cu supape multiple pe cilindru

* Normă CEE şi normă DIN.

A 4. UNELE SOLUŢII PENTRU REDUCEREA POLUĂRII MEDIULUI AMBIANT DE CĂTRE MOTOARELE DE AUTOVEHICULE RUTIERE

A 4.1. Soluţii catalitice

Una dintre metodele de reducere a celor trei componente poluante CO, HC, NOx este cea a catalizatoarelor. Din 1993 aceste componente trebuie să fie: CO = 3,4 g/milă; HC = 0,25 g/milă; NOx = 0,4 g/milă (1 milă = 1,6 km).

Un catalizator transformă combinaţia unor molecule poluante într-o nouă combinaţie nepoluantă (H2, H20 şi C02).

Modul de funcţionare al catalizatorului este redat in figura A.4.1. Principiul de bază ale catalizatoarelor este: compoziţia gazelor de evacuare depinde de factorul lambda, definit de raportul:

mo2

A =

97

Corp

din ceramica Incluziuni foarte fin

e

se transforma in

ANEXA4

Na,nepoluant

■CQgnepoiuant

Fig. A.4.1. Modul de funcţionare al catalizatorului:

1 - suport de ceramică^ 2 - strat intermediar cu incluziuni; 3 - strat catalitic activ.

în care: mo2 este concentraţia

reală de O2 ditMin amestec;

mo2st - concentraţia teoretică

stoichiometrică necesară

pentru arderea completă a

elementelor combustibile la

H2O şi CO2.

Când A > 1 amestecul este oxidant (sărac) iar când A < 1 amestecul este bogat (reducător).

Variaţia puterii efective Şi consumului specific efectiv de combustibil in funcţie de A pentru un MAS rezultă din figura A4.2.

Un catalizator modern conţine cea 40 g/28 dm3= =1,425 g/dm3 metale nobile, care se aplică pe un suport de bază, de aluminiu.

98

plătind

NO*HCCO

Dintre soluţiile de catalizatoare, cele

cu o cale, cu două căi şi cu trei căi în

circuit închis (fig. A.4.3), sunt cele mai

utilizate.

Catalizatorul cu trei căi conţine Pt,

Rh sau Pt, Pal ca agenţi activi principali.

Acest catalizator asigură simultan

oxidarea CO, HC şi reducerea NOx.

Sonda (traductorul) lambda montată

în amonte faţă de catalizator transmite

pe cale electronică semnalul respectiv

(existenţa unui exces de aer este sesizată

de o anumită tensiune iar insuficienţa de

aer de o altă tensiune cu mult diferită)

sistemului de injecţie a benzinei, în scopul

de a regla raportul aer-cobustibil astfel încât să se apropie de A = 1 (fig. A4.4).

în Germania s-au făcut teste comparative pe un autoturism de 1,6 dm3 în aceleaşi condiţii,

cu catalizator şi fără catalizator, obţinându-se rezultatele din figura A4.5.

Catalizator cu o cele

99

Fig. A.4.2. Puterea şt consumul specific efectiv al motorului tn funcţie de

factorul lambda.

Catalizator cu două câi

Catalizator cu trei căi

Fig. A.4.4. Curba tensiunii unei sonde

lambda la temperatura de regim de 600°C

Fig. A.4.3. Schemele catalizatoarelor cu una, două sau trei căi: 1 - asigurarea

amestecului; 2 - aer secundar; 3 - catalizator dc oxidarc CH; 4 - catalizator de reducere

NOx; S - centru de comandă; 6 - sondă lambda; 7 - catalizator cu trei căi NOx, HC,

CO.

dD Fora catalizator □ Cu

catalizator cu 3 căi

Durabilitatea cu o funcţionare ire-proşabilă a catalizatorului depinde de: menţinerea strictă a raportului aer/combustibil la A = 1 şi de utilizarea unei benzine fără plumb (plumbul reduce eficacitatea catalizatorului).

Se poate afirma atât teoretic cât şi practic că, catalizatorul cu trei căi în circuit închis este cel mai eficient pentru reducerea emisiilor CO, HC, NO^.

100

1

A. 4.2. Alte soluţii aplicate MAS pentru reducerea poluării mediului ambiant

A.4.2.1. Sistemul GASOX. Reprezintă un corector al arderii. Ceriu este plasat într-o conductă cu vapori unde are loc oxidarea sa prin intermediul vaporilor, astfel Ce02 este condus spre motor asigurându-se alimentarea continuata camerei de ardere cu Ce02.

în figura A.4.6 se redă schema sistemului GASOX, de unde se poate urmări şi modul de funcţionare.

Sistemul se bazează pe higrometria aerului, deci, în urma umezirii aerului acesta îşi modifică densitatea şi se îmbogăţeşte.

5 |6Vaporizatorul 14

este fixat pe punctul

cel mai înalt al colec-

torului de evacuare,

pentru a prelua din

energia termică a a-

cestuia, fiind alimentat

cu apă de pompa 2

comandată de sonda

termică 15 prin

intermediul releului

electronic 12.

Vaporii de apă se

amestecă cu aerul cald

şi urcă prin conducta

de vapori 4,

transportând pe

101

1 2Fig. A.4.5. Eficacitatea unul catalizator cu trei căi in circuit încins pentru diverse condiţii de circulaţie.

Fig. A.4.6. Schema sistemului GASOX:1 - rezervor; 2 - pompă electronică; 3 - valvă; 4 - conductă pentru vapori de apă; 5 - spirală din Ceriu; 6 - reductor; 7 - filtru; 8 - injecîor; 9 - ca-bii-ralor; 10 - contact; 11 - siguranţă; 12-releu electronic (a - roşu; b - verde; c - oranj; d - galben; e - albastru;

f - negru); 13-masă; 14-va-porizator; 15 - sondă termică; 16-martor sonor.

■.8 7

Cabluri:—pozitiv-----negativ

conductă şi oxizi de ceriu 5, spre camera dc ardere.Când rezervorul de apă 1 se goleşte, pompa 2, prin releul 12 va pune în funcţiune alarma sonoră

16 din cabina conducătorului auto.

102

AA2.2. Soluţia de întrerupere intermitentă a motorului. Soluţia este aplicabilă în circulaţia urbană cu multe opriri la STOP etc. Se reduce astfel consumul de combustibil şi emisiile poluante.

In urma unor încercări făcute în Germania s-au obţinut rezultate redate în figura A.4.7.

S-a stabilit că la STOP este favorabilă oprirea motorului pe o durată de 50 secunde, reducându-se astfel emisiile poluante şi consumul de combustibil.

y - ^ AH An. A HAIn im n A n 'Ah A

Ia ;AJA lAh A h i /MIAI 1AI A i Al

100 200 300 400 500 G00

Fig. A.4.7. Ciclul dc testare, derivat din cel recomandat de CETE cu

durate variabile de opriri intermitente.

103

t I s l

3 60 | 40 - 20 >

Q

^60 | 40 -20I 0

£,60 % 40

20

Fâro 1AS

Debit 1ASFig. A.4.9. .Influenţa

introducerii de aer secundar (IAS) asupra emisiilor poluante.

A.4.2.3. Soluţii ale firmei PIERBURG. Recireularea gazelor de evacuare (RGE) şi introducerea de aer secundar (LAS) se aplică în cazul motoarelor la care sistemele catalitice îşi pierd eficacitatea.

Pentru MAS recireularea gazelor de evacuare este o măsură eficientă pentru redu-cera NOx (fig. A.4.8).

Dacă soluţia se aplică şi la motoare noi acestea reduc concentraţia de poluanţi care ajung în faţa catalizatorului, cu 10-40%, micşorându-se într-o anumită măsură şi sarcina catalizatorului, ceea ce îi conferă o durabilitate mai mare.

La introducerea aerului secundar în gazele de evacuare calde, se produce o postar-dere, când CO şi CnHm nearse în motor se oxidează în proporţie de 30% (fig. A.4.9).

104

Debitul supapei RGEFig. A.4.8. Influenţa rec irc

udării gazelor de evacuare (RGE) asupra emisiilor poluante.

Fresiinea de comanda

Intrarea gazelor de evocuore

Traductor de temperatura

Supapele RGE (fig.

A.4.10) pot fi cu sau fără

semnal de revenire în po-

ziţia iniţială. Comanda se

face printr-un taductor

termic

Clapeta IAS de aspi-

raţie a aerului secundar

(fig. A4.ll) se integrează cu

clapeta de întrerupere şi cu

filtrul (fig. A.4.12).

105

Ieşirea gazelor de evacuare

De io filtrul de aer

Câtre sistemul ae evacuareIntrarea

gazelor de evacuare

b.

Presiunea de comanda

Ieşirea gazelor de evacuare

http://A4.ll/

Fig. A.4.10. Supapă de recirculare a gazelor de evacuare pentru MAS cu

semnal potentJometric de poziţie şl traductor de temperatura Integrat a -

ansamblu; b - detaliu.

Fig. A. 4.11. Clapeta de introducere a

aerului secundar IAS: 1 - discul dapetei; 2 - arcul clape-tei; 3 -

limitator de cursă.

106

Racordarea la un MAS a sistemelor RGB şi IAS este evidenţiată in figura A4.13.

în regimul de acceleraţie şi de funcţionare la sarcini mari, creşte temperatura de ardere

care favorizează mărirea NO* în gazele de evacuare. Supapa RGE are rolul de a amesteca

aerul proaspăt cu o parte din gazele de evacuare, reducându-se astfel proporţia de NO* în

aceste gaze.

107

După încălzirea motorului creşte

proporţia de CO şi CnHm se introduce

aer secundar în gazele de evacuare

calde, când se produce o postardere,

reducându-se CO şi CnHm.

Presiunea de comanda

108

Fig. A.4.13. Schema sistemelor RGE şl IAS pentru

MAS: 1 - cutia de comandă; 2 - sarcina; 3 - turaţia; 4 - temperatura motorului; 5 - filtru de aer, 6 - convertizor electropneumatic (analog); 7 - potenjiometru fluture; 8 - supapa de reciclare (cu sau fără semnal de revenire în poziţia iniţială); 9 - semnal de revenire tn poziţia iniţială (solicitare specială); 10 - sondă lambda; 11 - catalizator; 12 - treapta de ieşire; 13 - tratare; 14 - pregătire.

109

BIBLIOGRAFIE

1. Abăităcei, D., lîobcscu, G. Motoare pentru automobile, Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică, 1975.

2. Apostolescu, N-, Băţaga, N. Motoare cu ardere internă, Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică, 1967.

3. Aramă, C, Apostolescu, N., Griinwald, B. Poluarea aerului de către motoarele cu ardere internă Bucureşti, Editura Tehnică, 1975.

4. Aramă, C, Serbănescu, A. Economia de combustibil la automobile. Bucureşti, Editura Tehnică, 1974.

5. Băţaga, N., Teberean, I. Contribuţii privind încercarea şi reglarea pompelor de injecţie cu distribuitor rotativ pentru uniformizarea debitelor la turaţii joase. în: CONAT, Braşov, 1980, pag. 33.

6. Băţaga, N. Contribuţii teoretice şi experimentale la studiul solicitării termice pentru motorul cu aprindere prin compresie. Teză de doctorat, Iaşi, Institutul Politehnic, 1970.

7. Băţaga, N., Căzilă, A., Teberean, I. Researches conceming the uniformization of the distribuitor (typefuel) injectionpomps and nozzles for engines with 4 or 6 cylindres. în: CONAT, Braşov, 1982, pag. 65-72.

8. Băţaga, N,, Căzilă, A. Einflus der auflaâung auţdie hochstierstungen und tHermo-mechanischen beanspruchungen eines Traktormotors. în: CONAT, Braşov, 1985, pag. 265-271.

9. Băţaga, N. Motoare termice. Lito. Institutul Politehnic Cluj-Napoca, 1980.

10. Băţaga, N. Transporturile terestre, subterane şi suspendate. în: Priorităţi în domeniul energiei. Cluj-Napoca, Editura Dacia, 1986.

11. Băţagă, N. Ştiinţa modernă şi energia. Reducerea consumului de combustibil la tractoare şi maşini agricole. Cluj-Napoca, Editura Dacia, 1986.

12. Băţagă, N. Motoare termice. Lucrări practice. Lito. Institutul Politehnic Cluj-Napoca, 1988.

13. Băţagă, N-, lancu, A., Căzilă, A., Burnete, N., ş.a. Contribuţii la perfecţionarea debitmetrelor cu piston rotativ pentru autovehicule. Buletinul ştiinţific al Institutului Politehnic Cluj-Napoca, nr. 9,1986, pag. 47-58.

14. Băţagă, N., ş.a. The measuringerrors andtheir influence on the evaluation of ther-mal loads for internai combustion engine. First Heat Conference. Iaşi, 1973.

15. Băţagă, N. Determinarea temperaturii gazelor din motoarele cu ardere internă, la: Metrologia aplicată, nr. 4,1968.

16. Băţagă, N., ş.a. Motoare termice. Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică, 1979.

110

10. Băţagă, N., Căzilă, A., Felecan, I. Cercetări privind pornirea motoarelor cu aprindere prin compresie la temperaturi joase şi posibilitatea funcţionării cu motorină având punctul de congelare ridicat. Simpozionul naţional. Cluj-Napoca, 1988, pag. 339-346.

11. Băţagă, N., Burnete, N., Căzilă, A-, Teberean, I.,s.a. Calcululunui piston monobloc din fontă pentru motorul 12 V400. Contract cu I.N.M.T. Bucureşti, 1990.

12. Băţagă, N., Căzilă, A., Teberean, I. Consideraţii privind uşurarea pornirii motoarelor cu aprindere prin compresie la temperaturi joase. Bucureşti, ESFA, 1987.

13. Băţagă, N., Brânzaş, I1., Iancu, A. Determinarea câmpuluide temperatură pentru piesele de autovehicule solicitate termic. Metrologia aplicată, nr. 6,1970.

fţp Băţagă, N., Căzilă, A., Teberean, I. Posibilităţi de îmbunătăţire a ungerii motoarelor de pe autoturismele Dacia. în: A IV-a Consfătuire naţională. Universitatea din Piteşti, 1989, pag. 115-121.

22. Băţagă, N., Naghiu, A. Some characteristics of mixture formation in the engine withathinfilminjection. ESFA Bucureşti, 1991, pag. 425-431.

23. Băţagă, N., Iancu, A, Zgomotul produs la evacuarea gazelor motoarelor de autovehicule şi posibilităţi de atenuare. Cluj-Napoca, Simpozion "Autovehiculul şi siguranţa circulaţiei", 1974.

24. Băţagă, N., Căzilă, A., Teberean, I. Determination of startingperformances and runing stability of the vehicle engines. în: ESFA Bucureşti, 1991, pag. 248-255.

25. Băţagă, N., Iancu, A.Powerandfuelconsumationmeasuringinconditionsofmo-torvehicleruning. în: CONAT, Braşov, 1982, pag. 189-194.

26. Băţagă, N., Iancu, A., Căzilă, A., ş.a. Cercetări privind calculul şi construcţia unui sistem de evacuare pentru motoarele de 1600 cm3 care echipează autoturismele Dacia. Faza I, a Il-a şi a IH-a. Protocol. Institutul Politehnic Cluj-Napoca, 1990.

27. Băţagă, N., Rus, I. Conducerea automobilului Cluj-Napoca, Editura Sincron, 1991.

28. Benson, S.R,, Whitehons, N.D. Internai Combustion Engines. Pergamon Press. Oxford. New York, Paris, Frankfurt, 1983.

29. Berrsche, H., Rosenberg, H. Ein Motor-prufstand zur akustischen Vermessung derAbgasseite. în: MTZ, 48, nr. 3,1987, pag. 103-107.

30. Bischop, N., Sîmko, A. A new Concept of Stratifield Charge Combustion. The Ford Combustion Proccss. SAE, A.E., 1968.

31. Brebenel, A., Mondiru, C, Fărcaşu, I. Autoturismul Dacia 1300. Bucureşti, Editura Tehnică, 1975.

32. Brebenel, A., Vochin, D. Din istoria automobilului. Bucureşti, Editura Sport-tu-rism, 1976.

33. Brebenel, A., Vochin, T).Din istoria automobilului Bucureşti, 1983.

34. Brodszky, D.FeltoltdttDieseimotorolc Budapest, Miiszaki konyvkiad6,1976.

111

35. Burnete, N., Băţagă, N., Căzilă, A. Corelarea formei pistoanelor cu procesele de umplere şi ardere pentru motoarele diesel rapide. în: A V-a Consfătuire naţională "Creativitate în construcţia, fabricarea şi repararea autovehiculelor", Piteşti, 1992, pag. 77-81.

22. Căzilă, A., Băţagă, N. Factorul de solicitare termică, criteriul de apreciere al alegerii materialelor pentru pistoane, în: A V-a Consfătuire naţională Universitatea din Piteşti, 1992, pag. 83-90.

23. Căzilă, A. Studiul influenţei regimului termic privind suprasolicitarea chiulasei motorului cu aprindere prin compresie. Teză de doctorat, Braşov, 1983.

24. Căzilă, A., Băţagă, N. Studiul solicitărilor termomecanice ale unui piston în zona canalelor de segment prin metoda elementelor finite. în: PRASIC'90, Braşov, 1990.

25. Charles, A. Istoria motoarelor cu aprindere prin scânteie (1. franceză). în: Mccha-nical Enginering. Voi, 112, nr. 4,1990, pag. 46-54.

26. Chişiu, A., Matieşan, D., Mădărăşan, T., Pop, D. Organe de maşini. Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică, 1981.

27. Cristescu, D., Răducu, V. Automobilul. Construcţie. Funcţionare. Depanare. Bucureşti, Editura Tehnică, 1986.

28. Crişan, G. Motoare pentru automobile şi poluarea mediului înconjurător. 1DMT. nr. 63-100/1991 şi IDMT1-16/1991 şi 17-42/1991.

29. D'Albon, G., Peretz, D., Schiopu, M. Termodinamica. Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică, 1969.

30. Darabont, A., Văiteanu, D, Combaterea poluării sonore şi a vibraţiilor. Bucureşti, Editura Tehnică, 1975.

31. Diacenku, N.I., ş.a. Teoria dvigatelei vnutrennevo sgorania. Maşinostroenie, 1974.

32. Doinaru, L. Aparatura de injecţie pentru motoarele diesel. Bucureşti, Editura Tehnică, 1973.

33. Eberan-Eberhorst, R., Grunden, D. DerAbgasgeruch des Ottomotors. în: MTZ, nr. 8,1974.

34. Eckert, B. Hat die Automobil-Gasturbine eine Chanse. în: MTZnr. 9,10,11 şi 12, 1967.

35. Flamisch, O, Diagnostika avtomobilei Moskva, Transport, 1971.

36. Fleischer, G. Energiebilanzierung der Fesikorperreibung als Griinlage zur energe-tischen Verscheissberechnungl, II. Schmiertechnik, nr. 8 şi 9,1976.

37. Gaiginschi, E. Motoare cu ardere internă Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică, 1960.

38. Grohe, H. OttoundDieselmotoren Wilrzburg. Vogel-Verlag, 1975.

39. Gruden, D., Lange, K. Betriebsverhalten und Abgasemission eines. Verbrennun-gamotore mit dem Porsche. Schichtlade-Kammcr-System. în: MTZ, nr. 10,1974.

40. Griinwald, B. Teoria, calculul şi construcţia motoarelor pentru autovehicule rutiere. Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică, 1980.

112

41. Hardenberg, H., Dandel, H. Die Optimierungder Ventil - und Sitzringgeometrie an Ein - undAuslasskandlen. în: MTZ, nr. 5,1973.

42. Hasanov, R., Toi, I. Opredelenie epiorî deformaţii iovky porşnia dvigatelei în: Dvigatelcstroenie, nr. 6,1984, pag. 51-53.

43. Heldt, P.M. Les moteurs diesel a grande vitesse. Paris, Dunod 1962.

22. Heyne, G.K., Schrdder, II. Verbrennungsmotoren und Zubehâr aufder Hannover - Mcsse. în: MTZ, nr. 8,1974.

23. Huber, E.W., Simon, N, Abgasverbesserung bei Ottomotores durch zweistfuige Verbrennung, în: MTZ,nr. 1,1974.

24. H «ben E.W., Prescher, K. Motorinteme Massnahmen zur Verringerung der Schadsioffemission Ottomotors. în: MTZ, nr. 4,1976.

25. Ionuţ, V., Moldovanu, G. Tehnologia reparării utilajului agricol. Bucureşti, Editura Didactică şi Didactică, 1976.

26. Keresztes, I. Ujabb retegeskeverekkelmukddomotorok. în: Jărmiivek, nr. 2,1975.

44. KIeine, H. Geschwindigkeit der Stickoxidbildung im Diesel prozess mit direkter Einspritzung. în: MTZ, nr. 9,1977.

45. Kolcin, A.L, Demidov, V.P. Rasciot avtomobilnîh i troktomîh dvigatelei Mosko-va, Visaia Scola, 1980.

46. Krenkler, H. Abdichtung rtasser Zylinder - laufbuchsen im Kurbelgehăuse mittels Dichtmase. MTZ, 4,1977, pag. 155-156.

47. Kuch, H.A. Gemischbildung und Verbrennungsvorgănge in Otto und Dieselmoto-ren. în: MTZ,nr, 7/8,1976.

48. Kuch, II.A. Firschung - und Entwicklungsergebnisse von Schichlangmotoren. în: MTZ, nr.6,1977.

49. Lange, K. Diesetmotorische Verbrennung under besonderer Burucksichigung der Wandauţiragungdes Brennstoffes. în: MTZ,nr. 2,1974.

50. Lange, K., Vorberger, G. Brennraumgestaltung bei Otto-motoren-Einfîuss auf Flammenausbreitung. Oktanzahl-beadarf, Wirkungagrad und Abgasemission. In: MTZ, nr.2,1977.

51. Lenin, I.M. Automobilnîie i traktornîie dvrigateli Ciasti II. Moskova, Vîsşaia Skola, 1976.

52. Lendae, G. Einige Moglichkeiten zur Verbesserungdes Abendlichtes. în: MTZ, nr., 1971.

53. Livezeanu, G.V., Abăităncei, D.Carburatoare, construcţie, întreţinere, exploatare. Bucureşti, Editura Tehnică, 1973.

54. Manea, C., Stratulat, M. Fiabilitatea şi diagnosticarea automobilelor. Bucureşti, Editura Militară, 1982.

113

55. Marincaş, D,, ş.s. Combustibili, lubrifianţî şi materiale speciale pentru automobile. Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică, 1983.

56. Mătieşan, D. Curs de organe de maşini. Litografia - Institutul Politehnic Cluj-Napoca, 1972.

57. Melcher, K.PionierpatentederKraftstojfeinspritzungfurDieselmotoren. în: MTZ, nr. 10,1977.

58. Mohlenkamp, II. Zur Genauigkeit der Brenngesetzrechtungeines Dieselmotormit nichtunterteiltem brennraum. în: MTZ, nr. 7/8,1976.

59. Oniciu, L. Pile de combustie. Bucureşti, Editura Ştiinţifică, 1971.

22. Omeni, L. Conversia electrochimică a energiei Bucureşti, Editura Ştiinţifică şi Enciclopedică, 1977.

23. Orlîn, A.S., Kruglova, M.G. Dvigateli vnutrenego sgorania. Moskva, Maşinos-trienic, 1985.

24. Parizescu, V., Moţiu, P., Simion, V,, Neniţă, M.AutoturismeleARO. Bucureşti, Editura Tehnică, 1976.

25. Pavelescu, D., Muşat, M., Tudor, A. Tribologie. Bucureşti, Editura Didactică şi Pedagogică, 1977.

26. Popa, B., Băţaga, N., Mădărăşan, T., Adameşteanu, I. Solicitarea termică tn construcţia de maşini Bucureşti, Editura Tehnică, 1978.

27. Popa, B., Băţaga, N., Căzilă, A. Motoare pentru autovehicule. Cluj-Napoca, Editura Dacia, 1982.

28. Pfenninger, H. Erfahrungen mit gichtagasfeurten Gasturbinen. In: MTZ, nr. 1,2, 1978.

29. Fischinger, F., Klocker, K.J. Untersuchungen Uberdie Verbrennung in Schichtla-

dungsmotoren. în: MTZ, nr. 1/2,1976.

30. Pliaum, W., Molenhaver, K. Wărmeubergangin der Verbrennungskraftmaschine Springer.

Vcrlag, Vicn New York, 1977.

31. Postelnicu, G., Bârzescu, A. Echipament electric pentru automobile. Bucureşti, Editura Tehnică, 1972.

32. Pucher, H. Ein Rechenprogramm zum instationăren ladungswechsel von Diesel-motoren. în: MTZ, nr. 7/8,1977.

33. Radcenco, V. Criterii de optimizare a proceselor termice. Bucureşti, Editura Tehnică, 1977.

34. Rudulescu, G.A., Petre, I. Combustibili, uleiuri, exploatarea autovehiculelor. Bucureşti, Editura Tehnică, 1986.

35. Ricardo, H.R. The high - speed intemalcombustion engine. London. Blackie Son Limited, 1967.

36. Rohrle, M. Ergebnisse heutiger Kolben und Zylinder Entwicklung. în: MTZ, nr. 7/8,1977, pag. 309-316.

37. Roudil, R. Moteurs Diesel Dunod, Paris, 1970.

114

60. Sălaj an, C. Studiul optimizării sistemului de ungere a motoarelor de autovehicule. Teză de doctorat. Universitatea din Braşov, 1973.

61. Schaffrath, M. Fahrzeugdieselmotor - Bericht uber ein Seminar an der technischen Akademie WuppertaL în: MTZ nr. 10,1977.

62. Schurmann, D., Staab, J. Messung von Automobil - abgassen bei Strassenfarten. în: MTZ 48, nr. 1,1978, pag. 35-39.

63. Schumann, R. Verbrennungstechnische Entwicklungsarbeiten beim Daimler Benz - Vorkammer - Dieselmotorfur Personenwagen. în: MTZ, nr. 9,1973.

64. Schwartzbauer, G, Verbrennungsablaut und Stickoxidbildung im Ottomotor. în: MTZnr. 3,1973.

100. Sitkei, G.Heat transfer and thermal loading in internai combustion engines. Buda-pest, Akademiai Kiadfj, 1974,

101.Stoica, N, Contribuţii la studiul influenţei formei camerei de ardere asupra procesului de ardere la motoarele cu aprindere prin scânteie. Teză de doctorat. Institutul Politehnic Bucureşti, 1972.

102.Stratulat, M,, Soim an, M., Văiteanu, D. Diagnosticarea automobilelor. Bucureşti, Editura Tehnică, 1977.

103. Stratulat, M. Prevenirea risipei de combustibil. Bucureşti, Editura Tehnică, 1988.

104.Stratulat, M., Copae, I. Instalaţii de alimentare cu benzină Bucureşti, Editura Militară, 1990.

105.Sandor, L. Tractoare şi automobile. Cluj-Napoca, Lito. Institutul Politehnic Cluj-Napoca, 1973.

106. Tănase, F, Motoare cu ardere internă. Braşov, Lito. Universitate, 1972.

107.Teberean, I., Băţaga, N. Aspecte ale injecţiei combustibilului în perioada întârzierii la autoaprindere şi influenţa acestuia asupra funcţionării uniforme a motoarelor cu aprindere prin compresie. în: A V-a Consfătuire naţională. Universitatea din Piteşti, 1992, pag. 151-157.

108.Vasilescu, A.C. Combatereaproduşilorpoluanţi emişi de motoarele autovehiculelor. Bucureşti, Editura Academiei, 1975.

109.Vasilescu, A.C, Faur, S., Rădulescu, G.A. Corelaţia dintre combustibilul lichid şi motorul cu ardere internă. Bucureşti, Editura Academiei, 1972.

110. Vasiliev, M. Energia şi omul. Bucureşti, Editura Ştiinţifică, 1963.

111.Wiegand, H., Broszeit, E. Zur Frage der Beanspruchungszeit bei Verschleissunter-suchungen unter. în: MTZ, nr. 2,1973.

112. Witzky, S.E.EinschichtgeladenerGasmotor. în:MTZ,nr. 8,1974.

113.Wolfsburg, V. Ein neuer absolut messender Luftmengenneser - Prufstand în: MTZ,nr. 4,1977.

114. Zacharias, F. Weiterentwicklungen am StirlingMotor. în: MTZ, nr.9şi 12,1977.

115

115.Zurner, H. Entwicklung von anfgeladenen MAN - Fahrzeug - Dieselmotorem. în: MTZ,nr. 2,1980.

116.* * * Dauerbelastbarkeit von Ventilachtafienden und Kegelslucken. în: MTZ, nr. 12,1973.

117. * * * Entwicklungstendenzen bei Ventildrehvorrichtungen. In: MTZ, nr. 12,1973.

118.* * * Ein efftzientes Kondensat absavgsystem fur Abgasschallâămpfer von verbren-nungs motoren. în: MTZ, 48, nr. 9,1987.

119. * * * Der CVCC-Motor von Honda. în: MTZ nr. 4,1973.

120. * * * Prototyp eines CVCC-Motores von Nissau. în: MTZ, nr. 1,1974.

121.* * * Bosch Super-Ziindkerze mit erweitertem Wărmewertbereich. în: MTZ, nr. 2, 1977.

122.* * * Neue Fahrteugmotoren mit Abgasturbolem aufderlAA 77. în: MTZ, nr, 11, 1977.

123.* * * Where Philips Stand on the Stirling Engine. în: Automotive engineering. nr.7, 1973.

124. * * * SIA-Ingeneurs de L 'automobil, nr. 5, mai 1988, pag. 57-58.

125. * * * Mecanichal Engineering. Voi. 112, nr. 4, aprilie 1990, pag. 46-54.

116

126. * * * SIA Ingeneurs de L 'automobile. Febr. 1989, pag. 62-68.127. * * * Materiale catalitice şi depoluarea (1. franceză). în: Industrie Ccramique, nr. 850, iunie

1990.

128. ***Noise. Vibration Worldwile. Iulie 1990,pag.6-7.

129. * * * Sistemul GASOX (1. franceză). în: L'electricite" Automobile, nr. 618/619, mai/iunie 1991, pag. 26-27.

130. * * * Automotive Engineering. Voi. 99, nr. 1, ian. 1991, pag. 23-25; 27-29.

131. * * * Diesel Progress - Engines, febr. 1991, pag. 6-7.

132. *** 75Jahre 1912-1987BERU.În:MTZnr.5,Supliment.

133. * * * Catalog - Produse petroliere, combustibili, lubrifianţi, hidrocarburi aromate, solvenţi, cocs de petrol. PECO, 1981.

134. * * * STAS 6688-86, Pistoane de aluminiu pentru motoare.

135. * * * STAS 7396-87, Carburatoare pentru motoare

136. * * * Catalog de bujii al întreprinderii "Sinterom" Cluj-Napoca, 1994.

137. * * * STAS 5745-91. Motoare cu ardere internă, cu piston cu mişcare alternativă. Clasificare şi terminologie.

138. * * * STAS 9357-73. Echipament electric auto. Demaroare. Dimensiuni principale Şt de montaj.

139. * * * STAS 6835-75. Bujie cu filament incandescent.

140. * * * STAS 6635-87. Motoare cu ardere internăpentru autovehicule. Reguli şi metode de încercare pe banc.

141. * * * STAS 7347/1-83. Determinarea debitelor fluidelor cu diafragme şi ajutaje.

142. * * * STAS 10474-87. Determinarea opacităţii gazelor de evacuare ale motorului cu aprindere prin comprimare.

143. * * * STAS 9171-75. Uleiuri minerale aditivate pentru motoare cu aprindere prin scânteie. Uleiurimultigrade. Superi.

144. * * * STAS 10808-80. Uleiuri minerale aditivate pentru motoare. Uleiuri mono-grade. Super 2.

145. * * * STAS 10206-90. Puterea netă a motoarelor. Metode de încercare pe banc.

117

Tiparul executa la : Imprimeria ,ARDEALUL" Cluj

Comanda nr. 579

11.2.3. Pompa de lichid .................................................................................................30011.2.4. Ventilatorul...........................................................................................................30111.2.5. Termostatul :........................................................................................................302

11.3. Răcirea cu aer...................................................................................................................303

12. PORNIREA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ......................................................305

12.1. Particularităţile pornirii....................................................................................................30512.2. Lucrul mecanic şi cuplul dc pornire.................................................................................30612.3. Procedee de pornire..........................................................................................................30812.4. Procedee auxiliare pentru uşurarea pornirii.....................................................................308

13. REALIZĂRI ŞI TENDINŢE ÎN DOMENIUL MOTOARELOR PENTRUAUTOMOBILE ŞI TRACTOARE.........................................................................................311

13.1. Contribuţia unor inventatori români la dezvoltarea motoarelor cuardere internă...................................................................................................................311

13.2. Unele date privind motoarele fabricate în România........................................................31213.3. Tendinţe actuale şi dc perspectivă în dezvoltarea motoarelor pentru automobile şi tractoare

314

i

Anexa 1. Norme privind poluarea chimică şi sonică.................................................................317Anexa 2. Carburaţie sau injecţie de benzină..............................................................................320Anexa 3. Motoare cu supape multiple pe cilindru.....................................................................322Anexa 4. Unele soluţii privind reducerea poluării mediului ambiant de

către motoarele de autovehicule rutiere..................................................................324

BIBLIOGRAFIE.......................................................................................................................330

l.INTRODUCERE

1.1. PRINCIPIILE FUNCŢIONALE ALE MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

Motoarele utilizate pentru acţionarea automobilelor şi tractoarelor, în marea lor majoritate, sunt motoare termice cu piston*1

Un motor cu ardere internă poate fi de* it ca un motor care transformă energia chimică a combustibilului în lucru mecanic, (ca urmare a evoluţiei unui fluid, numit fluid motor disponibil la arborele cotit. Evoluţia fluidului motor se realizează prin intermediul mecanismului motor şi a altor sisteme auxiliare care constituie ansamblul unui motor cu ardere internă (fig. 1.1).

5-Energia consumata

' / / / AJ$ / / / /*> te mecanismele

2ZZZ3EZ2Z>" auxiliare -10%

Fig. 1.1. Schema principială a fluxului de energie într-un motor cu ardere internă

Transformarea energiei chimice a combustibilului, prin arderea acestuia, în energie mecanică (lucru mecanic) este însoţită de o serie de pierderi. Prin pierderi se înţelege cota parte din energia eliberată ca urmare a arderii combustibilului, care nu ajunge la arborele cotit.

Considerând 100% energia eliberată prin arderea combustibilului, numai 25-40% ajunge Ia arborele cotit sub forma energiei mecanice utile (efective).

119

Pierderile motorului cu ardere internă, exprimate prin căldura netransformabilă în energie mecanică (pierderile prin gazele de evacuare şi prin fluidul de răcire) sunt cauzale de modul

inevitabil in care căldura poate fi transformată în energie mecanică, putând ii imputate motorului.

Pierderile proprii motorului cu ardere internă sunt pierderile prin frecări la care sc adaugă energia mecanică consumată pentru anlrcnarea organelor auxiliare.

In condiţiile actuale, când se pune tot mai acut problema folosirii raţionale a combustibilului, la aprecierea unui motor interesează în mod deosebii randamentul efectiv (care ţine seama de pierderile termice şi mecanice ale motorului), precum şi consumul specific efectiv de combustibil (consumul de combustibil pentru producerea unităţii dc energic, în g/kWh), principalii indici de economicitate care reflectă gradul de perfecţionarea! unui motor,.

In aceeaşi măsură trebuie urmăriţi şi alţi indici de economicitate (costul combustibilului, costul motorului, durabilitatea, cheltuielile de exploatare şi reparaţii), precum şi indicii constructivi (compactitatea, puterea volumică sau lilrică, masa volumică sau litrică, masa pe unitate dc putere) şi indicii de exploatare (siguranţa în funcţionare, deservirea uşoară, silenţiozitatea, mersul liniştit şi uniform fără trepidaţii, pornirea uşoară şi adaptabilitatea la tracţiune). Aceştia trebuie să fie aleşi la un astfel dc nivel ;neât să se asigure o eficienţă economică maximă.

Eficienţa economică a motorului, care este un deziderat hotărâtor, trebuie, deci, apreciată în complexitatea ci. în acest sens este semnificativ faptul că unele perfecţionări aduse motorului, deşi măresc preţul de cost, conduc la cheltuieli de exploatare mai reduse, apărând în ansamblu ca eficiente.

1.2. CLASIFICAREA MOTOAREALOR CU ARDERE INTERNĂ. NOŢIUNI FUNDAMENTALE

Criteriul de clasificare cel mai important îl constituie/7wc£™/de aprindere, care stă la baza diferenţierii motoarelor în motoare cu aprindere prin scânteie (MAS) şi motoare cu aprindere prin compresie (MAC).

Modul de realizare a ciclului funcţiona! permite clasificarea în motoare în patru timpi (la care ciclul funcţional se efectuează la patru curse ale pistonului sau la două rotaţii ale arborelui cotit) şi motoare in doi timpi (la care ciclul funcţional se efectuează la două curse ale pistonului sau la o rotaţie a arborelui cotii).

Alte criterii dc clasificare a motoarelor sunt redate in tabelul 1.1.

*) Prin motor termic cu piston se înţelege motorul cu ardere internă cu piston, cu mişcare alternativă. *') In timpul evoluţiei

sale în cilindru, fluidul motor poate fi constituit din aer, amestec combustibil + aer şi gaze arse, la care se adaugă gazele

reziduale de la ciclul precedent

Ciclul funcţional (diagrama indicată) a unui motor în patru timpi este redat în figura 1.2, iar cel al unui motor în doi timpi în figura 1.3.

în cazul MAS în patru timpi la deplasarea pistonului de lapms cătrepmi, supapa de admisie fiind deschisă din punctul dsa, arc loc aspirarca amestecului combustibil+aer până la punctul îsa, unde supapa de admisie sc închide, Ia cursa a doua (timpul 11) are loc comprimarea amestecului până la punctul c, unde se produce scânteia electrică şi aprinderea amestecului, având loc arderea aproximativ la volum constant, până în punctul v, (uneori durează până la z), urmează apoi timpul III (timpul motor), când fluidul motor sc destinde, cedând lucru mecanic pistonului. în punctul dse are loc deschiderea supapei dc evacuare a gazelor arse, mai întâi liber, datorită diferenţei dc presiune, urmată de evacuarea forţată a gazelor la deplasarea pistonului de la pmi la pms, până in punctul îse unde are loc închiderea supapei dc evacuare (timpul IV), ciclul repetându-se.

121

Tabelul 1.1

122

Criteriul de clasificareDenu m i rea m o toru Iu iObservaţiiDupă procedeul de aprindereMotor cu aprindere prin compresie (MAC)Aprinderea are loc datorită temperaturii rezultată prin comprimarea încărcăturii proaspete (aer + gaze reziduale)Motor cu aprindere prin scânteie (MAS)Aprinderea sc face dc la o scânteie electrică.Motor cu cap de aprindere (cu cap incandescent)Aprinderea are loc datorită comprimării încărcăturii proaspete şi datorită temperaturii locale a unui perete caldMotor convertibilPrin unele modificări poate fi transformat din MAC n MAS.După starea combustibiluluiMotor cu combustibil lichidFuncţionează cu combustibil lichidMotor cu gazFuncţionează în principal cu combustibili în stare, gazoasăMotor policarburantMotor, care fără modificări constructive, poate utiliza combustibili având diferite proprietăţi de aprindereMotor cu gaz şi injecţie pilotMAC, la care combustibilul principal este gazos, iar combustibilul lichid este utilzat pentru aprindereDupă procedeul de formare a amesteculuiMAS cu carburator (moior cu carburator)Amestecul aer + combustibil se realizează în afara cilindrilor, în carburatorMAS cu injecţie de benzinăCombustibilul este injectat fie în tubulatura de admisie a aerului, fie direct în cilindruMAC cu injecţie de motorină (motor Diesel)Aerul este comprimat în cilindru, iar combustibilul este injectat în fiecare cilindru spre sfârşitul comprimăriiMotor cu amestecător (motor cu gaz)Amestecul aer + gaz se realizează în exteriorul clindrului, în amestecătorDupă ciclul motorMotor în patru timpiCiclul de lucru se realizează la patru curse succesive ale pistonului, sau două rotaţii complete ale arborelui cotitMotor în doi timpiCiclul de lucru sc realizează la două curse succesive ale pistonului sau la o rotaţie completă a arborelui cotitDupă procedeul de răcireMotor răcit cu lichidCilindrii şi chiulasa sunt răcite cu lichidMotor răcit cu aerCilindrii şi chiulasa sunt răcite cu aer

Clasificarea motoarelor cu ardere internă

123

Criteriul de clasificareDenumirea motoruluiObservaţiiDupă modul de acţionare a pistonuluiMotor cu simplu efectArderea are loc de o singură parte a pis-lonuluiMotor cu dublu efectArderea are loc alternativ de o parte şi de alta a fiecărui pistonMotor cu pistoane opuse (în general în doi timpi)în fiecare cilindru există câte două pistoane legate mecanic, având între ele fluidul de lucruMotor eu cap dc cruceEfortul lateral este transmis în afara cilindrului prin capul de cruceMotor reversibilSensul de rotaţie poate fi schimbat prin utilizarea unui sistem de comandă.Motor cu pistoane liberePistoanele nu sunt legate mecanic între ele. Puterea nu este tansmisă unui arbore cotit (motor), lia poale fi furnizată sub formă de gaz cald. Motorul poate fi utilizat ca generator de ga/e cu pistoane libere etcDupă dispunerea cilindrilorMotor verticalCilindrii sunt situaţi deasupra arborelui cotitMotor orizontalCilindrii sunt situaţi în acelaşi plan cu arborele cotitMotor inversatCilindrii sunt situaţi sub arborele cotitMotor în linieCilindrii sunt dispuşi pe un singur rândMotor în VCilindrii sunt dispuşi pe două linii, în V, pe un singur arbore cotitMotor cu cilindri opuşi (motor boxer)Două rânduri paralele de cilindri situaţi în acelaşi plan şi dispuşi de o parte şi de alta a arborelui cotiiMotor înclinatAxele cilindrilor sunt înclinate faţă de un plan verticalMotor în steaMotor cu unul sau mai multe grupuri de cilindri, fiecare grup având un număr impar de cilindri dispuşi uniform în jurul arborelui cotitMotor în XMotor cu patru rânduri dc cilindri şi un singur arbore cotitMotor în HMotor cu doi arbori cotiţi, având patru rânduri de cilindri dispuse în două planuri paraleleMotor în poligonMotor cu pistoane opuse, cu trei sau mai multe linii de cilindri dispuse astfel încât să formeze un poligon, fiecare arbore cotit constituind vârful poligonului.

Tabelul 1.1. (continuare)

Motorul în patru timpi (MAS) la care un timp

corespunde cu o cursă a pistonului, se deosebeşte

de motorul cu aprindere prin compresie (MAC)

prin faptul că în ultimul caz în timpul admi-siei

(timpul I) în cilindru intră aer, se comprimă aer,

iar combustibilul este injectat în punctul c (la

presiune de 4-5 ori mai mare decât presiunea

corespunzătoare punctului c). In aceste condiţii

arc loc autoaprinderea combustibilului şi apoi

arderea mai lentă decât la MAS, restul ciclului

fiind la fel ca în cazul precedent.

La motorul în doi timpi de asemenea putem

distinge cazul MAS şi cazul MAC. In cazul unui

MAS la deplasarea pistonului de la pms la pmi

(timpul I) are loc destinderea gazelor din cilindru

până la deschiderea luminilor de evacuare die,

apoi are loc deschiderea luminilor de baleaj dlb, iar la cursa inversă a pistonului (timpul II), se

inchid mai întâi luminile de baleaj îlb (admisie) apoi cele de evacure île, urmând comprimarea

amestecului până în punctul c unde se produce aprinderea urmată de ardere, ciclul repetându-se. în

cazul MAC se aspiră aer, se comprimă aer, combustibilul fiind injectat în punctul c.

Pistonul motorului cu ardere internă se deplasează între două puncte moarte, şi anume: punctul

mort superior, pms (poziţia pistonului corespunzătoare volumului minim al fluidului motor din

cilindru) şi punctul mort inferior, pmi (poziţia corespunzătoare volumului maxim ocupat de fluidul

motor în cilindru) *).

Cursa pistonului S, în mm, constituie spaţiul parcurs de piston între cele două puncte moarte,

iar alezajul D, în mm este diametrul cilindrului.

Cilindreea unitară Vs, reprezintă volumul descris de piston într-o cursă, iar cilindreea totală

(litrajul) Vt, este suma acestor volume pentru cei i cilindrii ai motorului:

125

Fig. 1.3. Diagrama indicată in coordonatele p-V, pentru un motor

in doi timpi.

V, = i-Vs; Vs = 10"6 dm3]. (1.1)

Raportul de compresie E, se defineşte ca raportul dintre volumul maxim ocupat de fluidul motor Va

şi volumul minim Vc:

127

Vs + V,= — +1 vc (1.2)

129

*) Aceste denumiri sunt conform STAS 5745-91. Ele sunt echivalente cu denumirile de punct mort interior şi exterior utilizate mai frecvent în literatura noastră de specialitate şi care prezintă avantajul că au o sferă mai mare de generalizare (pentru motoare verticale, orizontale etc), însă nu corespund cu literatura de specialitate din alte ţări (în Anglia, Germania, Rusia etc se utilizează noţiunile de punct mort superior şi inferior).

Unghiul de rotaţie al arborelui cotit tp °RAC, este unghiul format de cotul arborelui cotit cu

axa cilindrului. între unghiul <p, turaţia arborelui cotit, n (numărul de rotaţii le arborelui cotit

efectuate pe minut) şi timpul X este relaţia: <p = 6nr °RAC.

Viteza medie a pistonului wpm este o viteza constantă cu care pistonul parcurge două curse succesive, în timpul 60/n, adică:

2 S S n r , ~\ ...WPra = 6G7r, = W H5]' (13)

în care: S este cursa pistonului, în m, iar n - turaţia arborelui cotit, în rot/min.La motoarele de tractoare şi autocamioane wpm = 7,8... 12 m/s, iar la cele de autoturisme, wpm =

12—17 m/s.Regimul de funcţionare ') al unui motor termic este definit prin turaţie şi sarcină. Sarcina

reprezintă puterea dezvoltată de motor şi preluată (consumată) de autovehicul, Ia un moment dat. Sarcina se reglează prin pedala de acceleraţie (la MAS se reglează cantitatea de amestec, iar la MAC cantitatea de combustibil).

Acţiunea exterioară aplicată motorului de către consuhiator (autovehicul sau frână Ia încercarea pe stand) reprezintă încărcarea motorului.

La o funcţionare stabilă a motorului încărcarea trebuie să fie egală cu sarcina. Deci, sarcina motorului poate fi exprimată şt prin gradul de încărcare al motorului în regim stabil la o turaţie dată, faţă de o încărcare de referinţă.

Aprecierea sarcinii se poate face prin raportul dintre puterea efectivă Pe dezvoltată de motor la o anumită turaţie şi puterea efectivă continuă Pec, la aceeaşi turaţie

n„ n n„ n

Fig. 1.4. Variaţia puterii efective continue ţi intermitente In funcţie de turaţie.

130

*) Regimul de funcţionare al unui motor presupune cunoaşterea în afară de turaţie ţi sarcină şi a regimului termic (starea de

temperatură a pieselor, temperatura fluidului de răcire sau temperatura gazelor de evacuare). Când condiţiile de

funcţionare a motorului (turaţia, sarcina şi regimul termic) nu variază în timp, regimul de funţionare este stabilizat, în

celelalte cazuri motorul funcţionează în regim tranzitoriu.

Sarcina corespunzătore puterii Pcc*' (# = 1) se numeşte sarcină plină, cea corespunzătoare puterii Pej

(£ = 1,1) - sarcină totală, iar cea corespunzătoare mersului în gol Pc = 0 fjf = 0) - sarcină nulă. între sarcina nulă şi sarcina plină (0 < % < 1) este domeniul sarcinilor parţiale, iar între sarcina plină şi sarcina totală este domeniu! suprasarcinilor.

Calitatea amestecului, respectiv proporţia dc combustibil şi aer, numită dozaj, se exprimă prin coeficientul de dozaj d:

"=7^ (1-5)

unde: Cc este cantitatea de combustibil din amestec, iar Ca cantitatea de aer.Dacă cantitaca dc aer din amestec este cea minimă necesară pentru arderea teoretică, completă, a

combustibilului, dozajul este numit teoretic sau stoichiometric. Când cantitatea de aer este în excesdozajul se numeşte sărac, iar când cantitatea de aer, este mai mică decât cea corespunzătoare dozajului teoretic, dozajul se numeşte bogat.

Aprecierea calităţii amestecului se face mai frecvent prin coeficientul excesului de aerX, definit prin raportul dintre cantitatea de aer L disponibilă pentru arderea a 1 kg combustibil şi cantitatea minimă dc aer Lmm necesară pentru arderea teoretică, completă a 1 kg de combustibil:

. 1 -(1'6)

unde: pentru dozajul teoretic, A = 1, pentru cel săracA > 1, iar pentru cel bogat A < 1.

Indicii energetici ai motorului se pot reliefa prin lucrul mecanic efectiv L^, presiunea medie efectivă

pe şi puterea efectivă dezvoltată de motor Pe. Aceşti indici sunt raportaţi la arborele cotit. Dacă

raportarea se face la suprafaţa pistonului sau diagrama indicată, indicii respectivi sunt Lj pj şi Pr

Legătura între cele două grupe de indici se face prin randamentul mecanic' r j m .

Lucrul mecanic indicat L; realizat într-un cilindru al motorului, pc ciclu, depinde de mărimea cilindreei Vs şi a presiunii medii indicate p; a fluidului motor:

Li = Pi-Vs. (1.7)

Puterea efectivă dezvoltată de un motor în patru timpi, este:

L, n i pi Vs n i pe Vs n i r -i

Pe = *7m -Pi = Vm 2-60-1000 = Vm 120000 = 120000 LkWJ' (L8)

în care: p<. este în N/m2, iarVs în mLa un motor în doi timpi, teoretic, puterea aste dublă. Indicii economici ai motorului sunt exprimaţi prin

consumul specific efectiv de combustibil ce, egal cu raportul dintre consumul orar de combustibil Q, şi puterea efectivă Pe:

131

Ce - R

kWh(1.9)

132

133

*) I'rin putere efectivă continuă PCc se înţelege valoarea maximă a puterii care poate fi dezvoltată de motor în mod continuu, la o

turaţie dată, fără modificarea indicilor motorului şi fără apariţia unor uzuri anormale. Pentru intervale scurte dc timp (dc

ex. maximum 15 min. la interval dc o oră) motorul poate dezvolta o putere superioară, numită putere efectivă

intermitentă, Pei. Puterea continuă maximă limitată de uzina constructoare a motorului, este puterea nominală Pen, iar

turaţia corespunzătoare - turaţia nominală nn.

şi prin randamentul efectiv î ] c definit ca raport între lucrul mecanic efectiv Lc şi căldura disponibilă

Q:

unde: ?/; este randamentul indicat.

: Exemplu numeric 1.1. Să se determine coeficientul de exces de aer A şi coeficientul de dozare d,

pentru 1 kg de benzină care arde teoretic cu 15 kg de aer. Real, în cilindru intră 16 kg aer.

134

Cu relaţiile (1.5) şi (1.6) se obţine: d = şi A = -j^ = 1,06; deci amestecul este sărac, ceea ce este de

dorit în funcţionarea motorului MAS.

2. PROCESELE FUNCŢIONALE ALE MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

Procesele funcţionale ale unui motor cu ardere internă se urmăresc prin intermediul diagramelor indicate, coordonate p-vsau p-cp [4]; [28]; [54].

Succesiunea proceselor funcţionale este: admisia, comprimarea, arderea, destinderea şi evacuarea.

135

Comparând procesele funcţionale reale cu cele teoretice (v. fig. 1.2), sc observă că procesele de admisie şi evacuare, denumite şi procese de schimb de gaze, depăşesc cursele corespunzătoare teoretice, iar procesele de comprimare şi destindere se desfăşoară pe intervale mai mici. Procesul arderii arc loc parţial în cursa de comprimare şi parţial în cursa de destindere.

Pentru a facilita analiza proceselor funcţionale (reale) ale motorului cu ardere internă, este util a face câteva referiri la ciclurile teoretice.

2.1. BAZELE TEORETICE ALE MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

136

Ciclul de referinţă al MAS se consideră ciclul cu ardere izocoră, pentru MAC cu injecţie mecanică, ciclul cu ardere mixtă, iar pentru MAC supraaîimentate, ciclul cu ardere mixtă cu destindere prelungită.

Ciclul cu ardere izocoră, care modelează diagrama indicată a MAS, este redat în figura 2,1.In motorul real supapa de admisie se deschide cu avans faţă de pms (dsa), intrând în cilindru

amestec de aer şi combustibil datorită depresiunii creată de piston în deplasarea sa de la pms spre pmi

(fîg.2.1, a). După închiderea supapei dc admisie (îsa) are loc comprimarea amestecului, iar spre

sfârşitul comprimării, cu avans faţă de pms, se produce scânteia electrică (în punctul c). Arderea

amestecului durează pe traseul c-z, după care urmează destinderea gazelor până la punctul b, când sc

137

deschide supapa de evacuare (dse). Evacuarea gazelor durează până Ia închiderea supapei de

evacuare (îse), după care ciclul se repetă.

138

Ciclul teoretic (fîg. 2.1, b) se compune din comprimarea adiabatică a~c; arderea izocoră c-z (pe

care se consideră că are loc introducerea instantanee a căldurii Qi); destinderea adiabatică z-b (timpul

motor) şi evacuarea izocoră b-a (când se consideră că are loc cedarea către mediul ambiant a căldurii

Q2)-

139

Un astfel de ciclu teoretic se apreciază suficient de fidel prin randamentul termic şi presiunea

medie a ciclului. .

140

141

p

a bFig. 2.1. Diagrama indicată şi ciclul teoretic pentru MAS.

Randamentul termic, indice de apreciere a economicităţii ciclului, este raportul dintre lucrul mecanic produs Lţ şi căldura introdusă Qt [1]; [43]:

U Qi-Oj 1

*/tMAS = Q- = —-----------------! l -Jx=T' ( 2 1 )

Va

în care: £ este raportul compresiei, £ = — iar^ - exponentul adiabatic.* c

Când în motorul termic se consideră că evoluează gaze cu proprietăţile aerului%= 1,4, prin mărirea raportului de compresie de la £ = 7 la e = 10, randamentul termic creşte de lat]e = 1 = 54%lar)e _ 10 = 60%.

142

Mărirea raportului de compresie peste E « 9 nu aduce o mărire sensibilă a randamentului

termic, ca atare din punct de vedere economic este limitat la această valoare.Presiunea medie a ciclului teoretic (indice energetic) caracterizează lucrul mecanic util ce se

obţine. Ea este o mărime convenţională care se consideră că acţionează asupra pistonului, în timpul cursei de detentă şi produce un lucru mecanic egal cu lucrul mecanic al ciclului [1]; [9]; [43]:

Lt £* Jl - 1PtMAS = y- = pa J—ţ-^—ţytMAS (2.2)

în care lucrul mecanic al ciclului teoretic este Lt = aria aczba; Vg - cilindreea uni-Pztara, iar n = — este gradul de creştere a presiunii, pc

143

Din analiza relaţiei (2.2) rezultă că prin mărirea presiunii medii a ciclului puterea cerută de la motor se realizează cu o cilindree mai mică (dimensiuni mai reduse ale motorului).

Presiunea medie a ciclului poate fi mărită prin mărirea presiunii iniţiale pa, a raportului de compresie £, a gradului de creştere a presiunii n şi a randamentului ter-micftMAS-

144

Ciclul cu ardere mixtă, care modelează diagrama indicată a MAC (fig. 2.2,a) cu injecţie mecanică şi admisie normală, este redat în figura 2.2,b.

145

p >y 7

ttly

c

ga.

r—i L ■ zr J a

pms vs Pm' V

Vq

146

Fig. 2.2. Diadrama indicată şi ciclul teoretic pentru MAC.

Randamentul termic al ciclului cu ardere mixtă este:

Lt________________„ 1 JT 'P* - 1 ^ - i ( j r - i ) + x - * ( p - i y

(2.3)

147

= 1 -Vl MAC -Qiv + Qi,

în care: QI V este aportul de căldură prin ardere izocoră; Qip - aportul de căldurăVz

prin ardere izobară; p = — - gradul de destindere prealabilă.vy

Randamentul termic creşte cu mărirea raportului de compresie (în acest caz raportul de compresie poate atinge valori de 16... 22) cu mărirea exponentului adîabatic^, a gradului de creştere a presiunii ti şi cu micşorarea gradului de destindere prealabilă p.

Presiunea medie a ciclului cu ardere mixtă:

148

eX [ ( * - L ) +x* ( F - L ) ]

PtMAC = Pa-------------( E - 1) ( x ~ 1)--------VtMAC,(2.4)

149

poate fi mărită prin creşterea presiunii iniţiale a aerului la intrarea în cilindru p a, prin creşterea raportului de compresie £ şi a exponentului adiabatic^, a gradului de creştere a presiunii 7t şi prin reducerea gradului de destindere prealabilă p.

în tabelul 2.1 se redă o sistematizare a calculului pentru randamentul termic teoretic, respectiv a presiunii medii şi puterii teoretice, pentru trei cicluri de referinţă, cu ardere izocoră, mixtă şi izobară.

O problemă a ciclului mixt o constituie optimizarea aportului de căldură prin ardere izocoră Qlv şi ardere izobară Qip, respectiv parametrii 71 şip.

Relaţia de legătură între n\\p (vezi fig. 2.2,b) se obţine astfel:

Qlv + Qip = Cv(Ty - Tc) 4- cp(Tz - Ty) = c, Tc[ (71 - 1) +X7l(p - 1)] =

= CvTa£X - l [ (« - 1) + x * (P ~ 1)].

150

Tabelul 2.1

ParametrulCiclul teoretic de referinţăCu ardere izocoră V = ctCu ardere mixtă V = ct şi p = ctCu ardere izobară p = ctRaportul de compresievaExponentul adiabaticcp Cp = căldura specifică ia p = ct. X = ^ Cv = căldura specifică la V= ct.Gradul de creştere a presiunii în timpul arderii izocorex _ Pz_Jz Pc Tcpy Ty

Pc Tcit = = iPcGradul de destindere prealabilăp = - i= 1Vz

" - v y Vz Vzp = vy=vcTemperatura la sfârşitul admisieiTaTaTaTemperatura la sfârşitul comprimăriiTc-Ta-e*'1Tc = T a .£^-

lTc = Ta-eX- l Temperatura în punctul y—Ty==T a.jr-eX-l—Temperatura la sfârşitul arderii, în zTi-Tr*-i*~*Tj-Ta-p-k-.» - 1Ta-T.-p-.X- 1Temperatura în punctul bTb = Ta-nTb = T a J t p x Tb-T.-pX

Calculul randamentelor presiunii medii şi puterii pentru ciclurile teoretice de referinţa (v. fig. 2.1. şi 2.2.)

Tabelul 11. (continuare)

Parametrul

Ciclul teoretic de referinţă

Cu ardere izocoră V = ct.

Cu ardere mixtă V = ct şi p = ct.

Cu ardere izobară______p = ct.______

Randamentul termic al ciclului

?7T MAS =

1-

= 1

Q2 Tb - Ta

Ql Tz - Tc 1

Lt Qi - IQ2I>?t MACR =

Qi QiTb - Ta

= 1 -Ty - Tc + x(Tz - Tyj

1 np<--\

m MACL = 1

= 1

z(T, ■ RRC)p X - l

Ex - 1 (« - 1) + x«0 - 1)

Presiunea medie a ciclului

Lt Q1- IQ2I Pt MAS = ^~

71 — 1

f - 1 z - 1 PA

Lt Ql " |Q2l

e% (n — 1) + - 1) Tt MACR

Lt Ql - |Q2l

Pt MACL = ■

z X X<P ~ 1) = Pa™r-*"1-----1 'tt

MACL

PA

« -

Z - 1

Pt MACR

■m MAS

Puterea motorului teoretic

Pi

Pt Vs n i r n - TînmSi [kWJrn4timpi;

[kWJîn 2 timpi;n - rot/min., N

P l " m*Vs - m"

i - numărul de cilindri.

120.000 Pt Vş n i * 60.000

MAC R - MAC cu ardere rapidă; MAC L - MAC cu ardere lentă.

respectiv:

Cv l a £ A

Considerând aportul total de căldură constant, Qlv + Qlp = const., vor rămâne constanţi şi

parametrii Ta şi £, obţinându-se relaţia:

( j i - 1) +x x (p ~ 1) = K =const. (2-5)

Influenţa parametrilor JTşi p asupra randamentului termic şi presiunii medii poate fi urmărită din

figura 2.3.

161

pz[daN/fcrtţ| 75 100 fe 150 175

i ir. 2.3. Varia(ia randamentului termic şi presiunii medii în funcţie de 71, pentru diferite valori ale luip.

Limitarecauza sdicitârilorj termomecarice

t—t—i—T .Limitare din^ cauza detono-'ţiei şi rx>luârif

Randamentul termic şi presiunea medie a ciclului cu ardere mixtă se înrăutăţesc prim mărirea aportului izobar de căldură, respectiv prin mărirea parametrul ui p.

Valorile maxime ale randamentului şi presiunii medii rezultă pentru p = 1 (ciclul cu ardere izocoră), iar valorile minime pentru 71= 1 (ciclul cu ardere izobară).

Pentru acelaşi raport de compresie ciclul cu ardere izocoră (p = 1 ) este optim din punct de vedere al randamentului şi a presiunii medii.

Practic, raportul de compresie al MAS care au ca ciclu de referinţă ciclul cu ardere izocoră (fig. 2.4) este limitat de apariţia arderii anormale (arderea deto-nantă). La MAC, care au ca referinţă ciclul cu ardere mixtă, raportul de compresie poate avea valori cu mult mai mari, ceea ce le conferă acestora randamente termice mai ridicate comparativ cu MAS.

Analiza comparativă a ciclurilor teoretice din punctul de vedere al solicitărilor ter-mo-

mecanice §i a economicităţii Pentru a obţine concluzii utile se consideră criteriu de comparaţie

cazul în care rapoartele de compresie sunt diferite Em >£v (£m este raportul de compresie pentru

ciclul teoretic cu ardere mixtă, iar £v - raportul de compresie pentru ciclul cu ardere izocoră) [43];

[51].

162

VQ7

MAC

2 k 6 8 10 12 14 16 18

Fig. 2.4. Variaţia randamentului termic, In funcţie dee,

pentru MAS şi MAC.

Piuau

Condiţiile suplimentare care se pun se grupează în următoarele variante: lucrul mecanic total şi presiunea maximă (solicitările mecanice) sunt aceleaşi (fig. 2.5); lucrul mecanic total şi temperatura maximă (solicitările termice) sunt aceleaşi (fig. 2.6); presiunea maximă şi temperatura maximă (solicitările mecanice şi termice) sunt aceleaşi (fig. 2.7). Pentru ciclul mixt compus din cinci transformări este necesar să se pună o cond iţie suplimentară (să se indice valorile 71 saup).

Tl

163

Fig. 2,5. Comparaţia ciclurilor teoretice pentru MAS şi MAC, având aceeaşi presiune maximă.

C B

Fig. 2.6. Comparaţia ciclurilor teoretice pentru MAS şi MAC, având

aceeaşi temperatură maximă. Pi ^

Fig. 2.7. Comparaţia ciclurilor teoretice pentru MAS şi MAC, având aceeaşi presiune şi

temperatură maximă.

164

Randamentul termic al ciclului cu ardere izocoră (v. fig. 2.5), în cazul în care se consideră aceleaşi solicitări mecanice, este:

L Q1-Q2 , Q2 ?IMAS=Q - = —Q -- =1-Q7,

iar cazul ciclului cu ardere mixtă este:

L' Q'i - Q2 T Q2tyt MAC = —r = —~"---------= 1 - —7-

Qi Qi Qi

DeoareceL = L'; Q2 >Q'2ŞiQi > Q't rezultă:

VtMAS <7tMAC- (2-6)

Similar, (v. fig. 2.6), în cazul aceloraşi solicitări termice, rezultă:

*?tMAC >^tMAS , (2.7)

iar în cazul aceloraşi solicitări mecanice şi termice (v. fig. 2.7):

Vt MAC > */t MAS ■ (2.8)

Din comparaţia ciclurilor teoretice de referinţă ale MAS şi MAC rezultă că este raţional a lua ca bază de comparaţie cazul care presupune aceleaşi solicitări termo-mecanice, când apar mai economice motoarele cu aprindere prin compresie. Aceasta presupune că motoarele trebuie astfel executate încât piesele componente să reziste în condiţii de siguranţă deplină la solicitările mecanice şi termice care apar în timpul funcţionării, evitându-se supradimensionarea motoarelor.

Ciclul teoretic al motoarelor supraalimentate. Prin supraalimentare se înţelege creşterea cantitativă a fluidului motor proaspăt pe calea măririi densităţii specifice, cu ajutorul creşterii presiunii de admisie (ps > p0).

în figura 2.8, e se redă diagrama indicată , ciclul teoretic (fig. 2.8, a) şi schema de principiu a unui MAC supraalimentat (fig, 2.8, f).

Gazele arse, după ieşirea din MAC, se destind în continuare în turbina T până la presiunea atmosferică p0. Energia mecanică produsă de turbină (echivalentă cu aria pt-b-b'-p0, fig. 2.8, c) serveşte la antrenarea suflantei S care comprimă aerul ce intră în MAC, de la presiunea p0 la ps (consumând o energie echivalentă cu aria p0-a-a'-ps, fig. 28, b).

Ciclul teoretic al motorului supraalimentat se compune deci din trei cicluri: ciclul motorului propriu-zis a'-c-y-z-b-a', ciclul turbinei cu gaze pj-b-b'-pnşi ciclul suflantei pp-a-a'-p^ rezultând în final ciclul a-a'-c-y-z-b-b'-a echivalent cu lucrul mecanic L, (fig. 28, d).

Randamentul termic al ciclului pentru MAC supraalimentat este:

165

IŢE£(X-l (j c - 1 ) + X x ( p - 1)

(2.9)

166

J f p x - l

. ps

în care mai apar notaţiile: Xs = — - gradul de creştere a presiunii în suflantă:

Va Va Va

£t = y- = y. v = E S E ~ raportul total de compresie, (£s - raportul de compresie

al suflantei; £ - raportul de compresie al motorului propriu ris; <5t = ~ gradul de destindere al gazelor în

turbină).

167

Y

c

ib

a □V

q'

-b'

168

Fig. 2.8. Diagrama indicată şi ciclul teoretic pentru un molar supraalimenlal

Din analiza ciclurilor teoretice se desprind următoarele concluzii: posibilitatea măririi randamentului termicşi a presiunii medii prin creşterea raportului de compresie şi a exponentului adiabatic (mărirea conţinutului de aerai fluidului motor); posibilitatea măririi presiunii medii, deci a puterii motorului, la aceeaşi cilindree, prin mărirea presiunii în cilindri la sfârşitul admisiei (supraalimentare).

169

Concluziile obţinute pe baza ciclurilor teoretice arată doar direcţiile în care trebuie acţionat, aceasta deoarece procesele reale de funcţionare ale motoarelor sunt cu mult-mai complexe, iar posibilităţile influenţării lor pentru obţinerea unei eficiente maxime sunt condiţionate de cunoaşterea aprofundată a acestor procese în interdependenţa lor.

2.2. PROCESELE REALE ALE MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

O comparaţie a ciclurilor teoretice cu procesele reale de funcţionare ale MAS şi MAC este redată în figura 2.9.

pms pmî v pms pmi v

Fig. 2 9. Comparaţia diagramelor Indicate (reale) cu ciclurile teoretice ale MAS şi MAC.

în cazul real, reluarea fiecărui ciclu de lucru este posibilă numai prin evacuarea gazelor după destindere şi introducerea unui fluid motor proaspăt, apărând astfel diagrama de pompaj (aria 1), care reprezintă un consum de lucru mecanic de 1...3%. Procesul de comprimare în realitate se desfăşoară după o transformare politropică, având loc un schimb de căldură cu pereţii proporţional cu aria 2'. în procesul de ardere, prin faptul că se desfăşoară într-un timp finit, cu disociaţii şi schimb de căldură, apar pierderi proporţionale cu ariile 3 şi 3', care pot atinge'4...6%. Pierderile din timpul destinderii (aria 2) sunt cele mai importante, ajungând până la 1S...20%.

Deschiderea cu avans a supapei de evacuare conduce la o pierdere de 2... 3%, pro-porjinaIăcuaria4.

In cazul proceselor reale de funcţionare apar şi alte fenomene (modificarea proprietăţilor fizico-chimice ale gazelor cu temperatura etc.) care complică şi mai mult studiul.

în continuare, se urmăresc procesele reale de funcţionare ale MAS şi MAC în succesiunea lor normală.

170

2.2.1. Procesele de schimbare a gazelor

Procesele de admisie (umplere) şi evacuare, denumite procese de schimbare a gazelor, sc studiază împreună, deoarece prezintă ca elemente comune curgerea gazelor, ele succedându-se, adică procesul de evacuare dintr-un ciclu dat precede procesul de admisie din ciclul următor, care este influenţat sensibil de evacuarea completă sau incompletă a gazelor arse din cilindru.

Schimabrca gazelor urmăreşte admisia în cilindru a unei cantităţi cât mai mart de fluid motor proaspăt, precum şi evacuarea cât mai completă a gazelor arse, aceasta fiind una din căile sigure de mărire a puterii motorului.

Procesul de admisie este de două feluri: procesul de admisie normală -sau umplere normală - care are loc atunci când fluidul motor proaspăt pătrunde în cilindru prin efectul depresiunii create la deplasarea pistonului şi procesul de admisie forţată sau umplere forţată, care are loc datorită efectului combinat al comprimării prealabile (prin intermediul unei suflante etc.) şi a deplasării pistonului.

2.2.1.1. Umplerea normală a motorului în patru timpi. Umplerea normală se consideră că are loc prin efectul depresiunii creată de piston la deplasarea acestuia de la pms la pmi (supapa de admisie fiind deschisă). Umplerea este precedată de evacuarea aproape completă a gazelor arse din cilindru. Diagrama care redă variaţiile presiunii din cilindru în timpul desfăşurării proceselor de evacuare şi umplere se numeşte diagrama de pompaj, deoarece procesele sunt similare cu cele dintr-o pompă. Diagramele dc pompaj reale au variaţii sensibile ale presiunii datorită undelor de presiune care apar. Studiul schimbării gazelor se face, de obicei, în diagrame de pompaj simplificate. Din diagrama indicată (fig. 2.10) rezultă că schimbarea gazelor începe cu evacuarea gazelor prin secţiunea controlată de supapa de evacuare, care se deschide cu avans faţă dc pmi (punctul dse). In prima fază (dse-b) are Ioc o evacuare 'ţberă, sub acţiunea pre-

p r __________tare a considera undele de presiune

(diagrama de pompaj simplificata) ' cu luarea în considerare o

undelor d< presiune (diagrama de pompaj reala)

\

\

*b

CL 'se

$r1 |

o a. ""v tsa' 7^"~)

a a'

Vs V

pms pmi

Fig. 2.10. Diagrama de pompaj reală şi simplii!tulii, pentru un motor in patru timpi.

2H

pm i

siunii gazelor din cilindru (care în punctul dse are valori de ordinul 4... 6 daN/cm2), când se îndepărtează din cilindru 60-70% din cantitatea totală (masică) a gazelor arse. In această primă fază se disting două regimuri de curgere a gazelor: regimul de curgere supracritic (dse-bi), în care viteza gazelor atinge valori de peste 500 m/s şi regimul subcritic (bj-b), unde viteza gazelor are valori sub 340 m/s.

A două fază a evacuării are loc ca urmare a deplasării pistonului de la pmi la pms şi se numeşte evacuareforţată. Viteza de curgere a gazelor în acest caz este de ordinul80-100m^, iar presiunea p^ = 1,05... 1,25 daN/cm2.

Faza a treia a evacuării, numităpostevacuare are loc din pms până la închiderea supapei de evacuare (îse).

Deşi teoretic umplerea (admisia fluidului motor în cilindru) poate începe o dată cu deschiderea supapei de admisie (dsa), cu avans faţă de pms, practic umplerea începe după pms (în punctul îu). Aceasta se explică prin faptul că intrarea fluidului motor proaspăt în cilindri devine posibilă numai după reducerea presiunii gazelor reziduale din cilindri, sub presiunea din galeriile de admisie. Pe de altă parte, fluidul motor proaspăt posedă o anumită inerţie, ceea ce face ca umplerea să înceapă efectiv (îu) doar cu puţin înainte de închiderea supapei de evacuare (îse).

Faza principală a umplerii are loc la deplasarea pistonului din punctul îu până în pmi. Viteza medie de intrare a fluidului motor proaspăt prin secţiunea controlată de supapa de admisie este de 60 -90 m/s. Presiunea fluidului motor în cilindru este pa = (0,75... 0,9) p0.

Ultima parte a procesului de umplere, denumită postumplere, are loc din pmi până când presiunea din cilindru devine egală cu presiunea atmosferică (îsa).

Calculul umplerii. Acest calcul urmăreşte precizarea unor parametri principali, şi anume: temperatura şi presiunea de admisie precum şi coeficientul de umplere.

Pentru calcul se consideră schematizarea procesului de umplere redată în figura 2.11. în pms în cilindru se găsesc gaze reziduale cu presiunea pr şi temperatura Tr, iar în conducta de admisie fluid motor proaspăt (aer - la MAC şi amestec aer + combustibil - la MAS) la parametrii p0

şi Tn.Temperatura de admisie corespunzătoare

punctului a, Ta se obţine din bilanţur energetic al admisiei (umplerii). Acest bilanţ exprimă efectul cedării de căldură de către gazele arse reziduale şi preluarea acesteia de către

Huidui motor proaspăt, precum şi încălzirea de la piesele calde şi răcirea datorită va-porizării combustibilului.

Considerând Np - numărul de kilomoli din fluidul motor proaspăt; N r- numărul dc kilomoli ai

gazelor reziduale; CP, Cţ,, C£m - căldurile specifice molare ale fluidului proaspăt, gazelor reziduale

172

Opms

1\

pmi 1

1Fig. 2.11. Modelul de calcul al procesului

umplerii la un motor bl patru timpi.

prns

(în punctul r) şi a amestecului (în punctul a); AT-variaţia dc temperatură a fluidului proaspăt

datorită încălzirii de Ia piese şi a vaporîzării combustibilului (Ia MAS), se obţine ecuaţia;

Np CP(T0 + AT) + Nr CJ Tr = (Np + Nr) C$m Ta. (2.10)

Din relaţia (2.10), cu neglijarea diferenţelor dintre căldurile specifice Nr

Cj? — Cţ = C^Sm şi notând — = yr (coeficientul gazelor reziduale), rezultă:

T0 + AT + Vr Tr

Ta = ——-------------,JLJL. (2.11)

La MAS, in cazul sarcinii totale, temperatura Ta = 350 ... 400 K, valorile mai reduse fiind specifice motoarelor cu rapoarte de compresie mai ridicate. La aceste motoare, deoarece fluidul motor proaspăt cuprinde şi combustibil, acesta se vaporizează în cursul admisiei. In cazul unor dozaje bogate (A < 1) reducerea temperaturii este de ordinul 19... 23°C, iar pentru dozaje sărace 19... 46°C. Aportul de căldură de la piese este superior reducerii temperaturii ca urmare a vaporîzării combustibilului, astfel încât temperatura finală a fluidului (punctul a) este mai ridicată cu 15-25°C faţă de temperatura iniţială a amestecului (la ieşirea din carburator).

Pentru a favoriza temperatura combustibilului, la MAS este indicat a se asigura o oarcacare încălzire a colectorului de admisie (pata caldă).

La MAC, fluidul motor proaspăt fiind constituit din aer, sc evită încălzirea colectorului de admisie. în acest caz AT = 10... 25 K).

Presiunea de admisie poate fi definită prin relaţia [4]:

p^po-k^n2-^, (2.12)

în care: As este aria secţiunii libere controlată de supapa de admisie; V s - cilindreea; n - turaţia motorului; £ - rezistenţa gazodinamică a traseului de umplere; k - coeficientul dc proporţionalitatc; g - acceleraţia gravitaţională.

Se observă că presiunea din cilindru pa depinde de rezistenţele gazodinamice ale sistemului, de turaţia şi de mărimea relativă a secţiunii de trecere pe lângă supapă.

Relaţia (2.12) poate fi simplificată, obţinând diferenţa de presiune sub forma:

n2

po - pa = Ap

a = k

a—j-, (2.13)

Asi

în care: ka ţine seama de toate constantele, iar A^ este aria secţiunii medii controlată dc supapa de admisie.

Aprecierea procesului de umplere se face prin coeficientul de umplere, care se defineşte ca raportul dintre cantitatea de fluid motor proaspăt (aer sau amestec carburant) admisă în cilindru şi cea care ar putea pătrunde în cilindreea Vs la parametrii p0 §iT0.

Notând cu Np numărul de kilomoli ai fluidului proaspăt şi cu Nc numărul de kilo-moli care ar putea intra în cilindreea Vs la presiunea p0 şi temperatura TQ, se obţine coeficientul de umplere:

Np ND

Mărimea Na se determină considerând că numărul de kilomoli în punctul a (v. fig. 2.10) este format din Np kilomoli de fluid proaspăt şi yr Np kilomoli de gaze reziduale:

Na = Np(l+yr),

de unde:

N P - I + N A " I + N R T A

înlocuind în relaţia (2.14), rezultă:

1 Tq Pa VaV U I = Y R T a P o v s ' Deoarece Va = £ Vcşi Vs = Va - Vc =(£ -

1) Vc, se obţine expresia finală a coeficientului de umplere:

1 T° Pa e n 1 ca^TT^F^^T ( 2 1 5 )

Pentru motoarele în doi timpi şi cele în patru timpi supraalimentate, parametrii pQ şi T0 se înlocuiesc prin presiunea ps şi temperatura TS asigurate de suflantă.

Valorile orientative ale coeficientului de umplere şi ale coeficientului gazelor reziduale sunt redate în tabelul 2.2.

Tabelul 12

Valorile orientative ale loaefit ientului gazelor reziduale şi ale cof fiţi tn tu lui de umplere

Tipul motorului Coeficientul gazelor reziduale

Coeficientul de umplere

174

m

MAS în patru timpi cu admisie normală 0,06 ...0,18 0,75 ... 0,85tn doi timpi cu baleia

i prin carter 0,25 ... 0,35 0,5... 0,7

MAC tn patru timpi cu admisie normală 0,03 ...0,06 0,75 ...0,90supraalimentat 0,01 ... 0,03 0,85... 0,95

în doi timpi baleiaj în echicurent

0,03... 0,15 0,75 ...0.85

baleiaj în buclă 0,08... 0,30 0,65 ... 0,8baleiaj prin carter 0,25... 0,35 0,5 ... 0,7

O altă mărime importantă pentru aprecierea perfecţiunii procesului de umplere este lucrul mecanic de pompaj (v. fig. 2.10):

Lp = Le-La, (2.16)

în care: Le este aria b-r-r'-a'-b, iar La este aria a-r-r'-a'-a.Lucrul mecanic de pompaj Lp este minim când mărimile pa, pn yr şi nu au valori optime.Influenţa unori factori asupra umplerii normale

175

Pentru a sistematiza studiul factorilor care influenţează procesele din motoare, aceştia se împart în: factori constructivi (parametri ce caracterizează construcţia motorului) si factori de exploatare (parametri caracteristici ai fluidului la intrare în motor, ai regimului de funcţionare şi ai reglajelor motorului).

176

a. Influenţa factorilor constructiviConstrucţia sistemului de admisie conduce la

pierderi gazodinamice, care sunt mai mari la sistemele dc admisie ale MAS (fig. 2.12) faţă de cele ale MAC, unde lipsesc pierderile proprii carburatorului.

Mărimea pierderilor gazodinamice depinde de viteza curgerii fluidului şi de reziz-tenţele sistemului de admisie.

Sursele de pierderi, în sensul curgerii fluidului motor, sunt: filtrul de aer 1, difuzorul 2 şi obturatorul carburatorului 3, colectorul 5, galeria din chiulasă 4 şi trecerile pe lângă supapa 6.

La MAS, când obturatorul (clapeta de

.177

Fig. 2.12. Elementele principale în care au loc pierderi gazodinamice tn sistemul de admisie la un MAS.

Poarta supapei

acceleraţie) este complet deschis, pierderile la supapă ating până la 80% din totalul pierderilor.

Creşterea ariei secţiunii medii de trecere oferite de supapa Afed, prin mărimea diametrului talerului şi

a înălţimii de ridicare este, deci, de mare importanţă pentru îmbunătăţirea umplerii, mai ales la

turaţii ridicate (fig. 2.13).La MAC pierderile gazodinamice depind numai de filtrul de aer, de variaţiile de secţiune şi de

schimbările de direcţie ale fluidului.Rezistenţa introdusă de filtrul de aer depinde de capacitatea sa de filtrare şi de gradul de

îmbâcsire cu impurităţi. O dată cu îmbâcsirea filtrului se reduce şi coeficientul de umplere.Construcţia sistemului de evacuare (fig. 2.14) în mod obişnuit se compune din supapa de

evacuare 1, galeria de evacuare 2, colectorul de evacuare 3, conducta de evacuare 4 şi amortizorul de zgomot 5 (care introduce rezistenţe gazodinamice importante). A-

178

As /Vs- 6,0crr%m3\ A1— —

1000

2000 3000 4000 5000 n[rot/min]

Fig. 2.1.1 Variaţia presiunii de admisie in funcţie de turaţie pentru două valori ale secţiunii medii de trecere

oferite de supapă.

GTJ

0,9 ■

D?

0£

0,70,6

0,5

mortizorul de zgomot măreşte aria diagramei indicate, respectiv lucrul mecanic dc pompaj (fig. 2.15) şi reduce coeficientul de umplere.

1 2 3 4 5

Fig. 5.15. Influenţa amortizorului de zgomot asupra diagramei de pompaj

(a) şi puterii efective a motorului (b).

Ca urmare se reduce puterea cu mărimea A Pe (fig. 2.15, b) care este cu atât mai mare cu cât

amortizorul de zgomot introduce rezistenţe mai mari la evacuare. Apare deci util de a realiza astfel

de amortizoare (atenuatoare) de zgomot care să reducă nivelul de zgomot sub limitele admise, însă

cu influenţe minime asupra puterii şi economicităţii motorului.Fazele distribuţiei, respectiv momentele deschiderii şi închider%'upapelor de admisie şi de

eveauare, precum şi duratele deschiderii supapelor, au o influenţă esenţială asupra perfecţiunii umplerii.

Fazele distribuţiei se exprimă în °RAC faţă de linia pms - pmi şi se reprezintă în diagrama fazelor de distribuţie (fig. 2.16).

Limitele de variaţie ale unghiurilor de avans şi de întârziere la închiderea şi deschiderea supapelor rezultă din tabelul 2.3.

Deschiderea supapei de evacuare (dse) se face cu avansul <p3 pentru a permite egalizarea

presiunii din cilindru cu un consum minim de lucru mecanic (fig. 2.17).

.179

La deschiderea supapei de evacuare în pmi lucrul mecanic pierdut AL este cu mult mai mare decât aportul de lucru mecanic AL'. în plus, presiunea gazelor la evacuare pev creşte, ceea ce înrăutăţeşte umplerea. Prin încercări experimentale se alege un ast-

180

Limitele de variaţie ale unghiurilor de avans şi întârziere la deschiderea şi închiderea supapelor

Unghiul Simbol şi U.M. Limite de variaţie

De avans la deschiderea supa-pei de admisie

<pl ["HAC] 10 ... 12

Dc întârziere la închiderea su-papei de admisie

<P2 [°RAC] 40... 70

De avans la deschiderea supa-pei de evacuare

y?3 [°RAC] 40... 70

De întârziere la închiderea su-papei de evacuare

<pn [°RAC] 10... 40

fel de moment al deschiderii supapei de evacuare încât pierderea de lucru mecanic ALsă fie minimă.

181

Tabelul 2.3.

Momentul închideriijsupapei de evacuare se stabileşte astfel încât să se obţină o evacuare^Unai-pcjieciăla gazelor arse din cilindru, ca atare supapa de evacuare poate fi menţinută deschisă şi după pms, deoarece inerţia gazelor arse provoacă o posi-umplere inerţială.

Prin deschiderea supapei de admisie la momentul optim (cu avans faţă de pms) se asigură începerea umplerii cilindrului cu fluid proaspăt, imediat ce presiunea din cilindru a devenit mai mică decât presiunea din colectorul de admisie.

închiderea supapei de admisie se face după pmi, asigurându-se astfel completarea umplerii cilindrului, pe prima parte a cursei de comprimare a pistonului, în care mai există o diferenţă favorabilă de presiune între colectorul de admisie şi cilindru, iar coloana de fluid proaspăt are încă o energie cinetică importantă. Momentul în care efectul inerţial al coloanei de fluid motor este egalat de efectul creşterii presiunii în cilindru constituie momentul optim pentru închiderea supapei de admisie. Dacă se întârzie cu închiderea supapei de admisie, umplerea se înrăutăţeşte prin evacuarea unei fracţiuni din fluidul admis în cilindru.

Suprapunerea deschiderii supapelor (fig. 2.18) reprezintă perioada dintre avansul la deschiderea

supapei de admisie (dsa) şi închiderea supapei de evacuare (îse), exprimată prin unghiul <pişi

întârzierea la închiderea supapei de evacuare (îse), exprimată prin unghiul <p$. Deşi aparent ar

exista posibilitatea scăpării de gaze arse în colectorul de admisie, practic cu cât turaţia motorului

este mai ridicată scăpările sunt mai reduse.

Suprapunerea

deschiderii______________________su papetar

Fig. 2,18. Suprapunerea deschiderii supapelor la un motor tn patru timpi.

Fazele optime de distribuţie depind foarte mult de regimul de funcţionare al motorului şi destinaţia acestuia. La motoarele pentru autoturisme aceste faze trebuie să fie optime pentru regimul de putere maximă, deci fazele de distribuţie sunt mai largi, iar la motoarele de autocamioane, autobuze şi tractoare trebuie să se asigure condiţii optime pentru desfăşurarea schimbării gazelor la regimul de moment maxim, ceea ce reclamă valori mai mici ale fazelor de distribuţie.

Arhitectura camerei de ardere influenţează procesele de admisie şi evacuare în special prin modul de montare a supapelor şi dimensiunile lor. La camerele de ardere cu supape în chiulasă, mai ales la aşezarea înclinată a supapelor, coeficientul de umplere este sensibil mai ridicat.

Raportul de compresie e are o influenţă complexă asupra umplerii. Tendinţei de creştere a coeficientului de umplere r)u odată cu creşterea lui E i se opune încălzirea

182

p

fluidului motor ca urmare a creşterii regimului termic al motorului.Natura materialului pistonului şi chiulasei influenţează coeficientul de umplere prin intermediul

conductivităţii termice. Aliajele de aluminiu, care prezintă conductivitate termică superioară faţă de fontă, asigură pieselor o temperatură de funcţionare mai scăzută, deci o umplere mai completă a cilindrului cu fluid motor, respectiv un coeficient de umplere mai ridicat.

b. Influenţa factorilor de exploatareDin cadrul acestor factori fac parte: condiţiile iniţiale ale fluidului motor* turaţia şi sarcina

motorului.Condiţiile iniţiale se exprimă prin presiunea şi temperatura iniţaială a fluidului motor, cantitatea

de gaze reziduale şi turbulenţa.

183

%

07

0,8

o

184

Fig. 2.19. Variaţia coeficientului de umplere, densităţii şi masei fluidului

motor în funcţie de temperatura iniţială.

Fig. 2.20. Influenţa turaţiei motorului asupra diagramei

de pompaj.\sb—«rr

20 40 60 80 100 1 2 0 f W C ]Fig. 2.21. Variaţia

coeficientului de umplere în funcţie de unghiul de

întârziere la închiderea supapei de admisie pentru

diferite turaţii ale motorului.

Variaţiile presiunii iniţiale po la intrarea în sistemul de admisie conduc la variaţii de acelaşi sens ale presiunii de admisie pa, deci cantitatea de fluid motor admis cilindri variază direct pro-porţional cu presiunea iniţială.

Temperatura iniţială influenţează atât coefi-cientul de umplere t}u cât şi densitatea fluidului motor po

(fig. 2.19). Deoarece masa fluidului motor m

= const'ySo'^u rezultă că influenţa scăderii densităţii cu creşterea temperaturii este predominantă, conducând la reducerea masei de fluid motor intrat în cilindri. Deci, pe timp de iarnă sau, în general când temperatura este mai redusă cantitatea de fluid motor ce intră în cilindri este mai mare, motorul furnizând o putere mai mare (trage mai bine).

Cantitatea de gaze reziduale apreciată prin coeficientul gazelor reziduale yr influenţează sensibil umplerea cilindrului. O dată cu creşterea coeficientului yT coeficientul de umplere t}u scade, deoarece volumul disponibil pentru fluidul proaspăt se reduce, iar temperatura fluidului creşte prin amestecarea cu gazele rezj duale.

Turbulenţa cauzată de sistemul de admisie are, de asemenea, o influenţă negativă asupra umplerii.

Tutaţia motorului la sarcină constantă influenţează procesele de admisie şi evacuare, aşa cum se arată în figura 2.20.

La creşterea turaţiei nz > ni se măresc pierderile gazodinamice, rezultând o creştere a presiunii de evacuare pev2 > Pevt şi o scădere a presiunii de admisie pa2< pai, ceea ce înrăutăţeşte umplerea. Momentul optim de închidere a supapei de admisie la turaţia n2 (punctul 2) este deplasat în raport cu cel corespunzător turaţiei ni (punctul 1).

Mărirea turaţiei presupune o mărire a unghiului de

întârziere la închiderea supapei de admisie (fig. 2.21),

astfel încât să se obţină un coeficient de umplere maxim

la orice turaţie.

Practic, această cerinţă se poate realiza numai pentru

o anumită turaţie, care de obicei corespunde fie cu

regimul de putere maximă, la motoarele de autoturism

sau cu regimul de moment maxim la motoarele de

autocamioane şi tractoare (fig. 2.22).

185

Sarcina motorului se manifestă diferit la MAS comparativ cu MAC (fig, 2.23).

La MAC, unde modificarea sarcinii se realizează cu modificarea cantităţii de combustibil care se introduce în cilindri, cantitatea de aer rămânând constantă pe ciclu, rezistenţele gazo-dinamicc ale sistemului de admisie nu depind de sarcină (la turaţie constantă), o anumită influenţă are doar încălzirea acrului. La mărirea sarcinii din cauza degajării unei cantităţi mai mari dc căldură creşte regimul termic al pieselor motorului, acrul care intră în cilindri se încălzeşte mai intens, iar coeficientul dc umplere scade relativ puţin.

La MAS, unde reducerea sarcinii, respectiv reducerea cantităţii de fluid motor proaspăt, sc realizează prin închiderea parţială a obturatorului (clapeta dc acceleraţie), cresc foarte mult rezistenţele gazodinamice, precum şi coeficientul gazelor reziduale yr, ceea ce conduce la reducerea pronunţată a coeficientului de umplere rţu.

Făcând o comparaţie, rezultă că la MAS o dată cu reducerea sarcinii coeficientul de umplere scade foarte mult, inrăutăţindu-sc evident performanţele motorului, pe când la MAC coeficientul de umplere creşte, iar performanţele motorului la sarcini parţiale sunt cu mult mai favorabile.

X

09

0.7 0 ,5

OP 0,1

186

Fig. 2.22. Variaţia coeficientului de umplere în

funcţie de turaţie pentru diferite tipuri de motoare.1-MAC13S

n [ rof min]Fig. 2.23. Variaţia coeficientului de umplere in funcţie de turaţie pentru diferite sar-cin: 1 - mers în gol; 2, 3 -

sarcină plină; 4 - sarcină parţială; 5 - mers în gol.

c. Distribuţia variabilăLa un anumit motor cu alimentare normală puncetele de deschidere şi de închidere a supapelor

se aleg la valorile optime, de obicei pentru puterea nominală a motorului. Aceasta este situaţia şi la motorul autoturismului Dacia 1300 şi la variantele sale.

La acest motor unghiurile au valorile: <pl = 2 0 °RAC, <p2 = 60 °RAC, <p3 = 60 "RAC,

<p4 = 20°RAC.

La alte regimuri decât cel cu putere maximă deschiderea şi închiderea supapelor nu are loc la valorile optime. Cu cât unghiurile sunt mai mari (de ex. cum sunt la Dacia 1300 faţă de motorul Dacia 1100) posibilităţile de reglare optimă a acestora sunt, de asemenea, mai mari.

Unghiurile <px şi <p2 este posibila le modifica, cel mai uşor prin supapă cu taler flotant (fig.

2.24).Schema mecanismului de distribuţie cu supapă având taler flotant este redată în figura 2.25.Talerul flotant 2 poate culisa liber pe tija 1 care este antrenată de culbutor prin tija împingătoare,

tachet şi camă, deci tija se deschide şi se închide la 20°RAC şi 60°RAC.Dacă motorul funcţionează la regimul nominal % =1,0 talerul flotant se deschide şi se închide o

dată cu tija (fig. 2.26,a). Când motorul funcţionează la alt regim (de exem-

piu la o sarcină la care % = 0,5) talerul flotant se va deschide la alte unghiuri (fig. 2.26,0).

Valoarea coeficientului de umplere în cazul ideal ar putea fi r/u = 1. Real, o dată cu

reducerea sarcinii, valoarea acestui coeficient scade (fig. 2.26,c).

187

Dacă de exemplu <p2 se modifică în timpul funcţionării motorului (fig. 2.27,a) aceasta ar

fi o cerinţa teoretică, dar în realitate, dacă nu există taler flotant, acest lucru nu este posibil, ca

atare rju ar fi ales după turaţia n3 (care se presupune egală cu turaţia nominală a motorului),

deci coeficientul rju ar avea o valoare minimă. Prezenţa talerului flotant face ca unghiul <pz să

fie variabil (fig. 2.27,b) şi ca atare şi coeficientul de umplere să crească o dată cu reducerea

turaţiei.

Revenind la figura 2.25, când turaţia este mică cama comandă tija 1 tot cu unghiul <p\ =

constant, deschiderea talerului are loc aproximativ în acelaşi timp, însă închiderea supapei

(talerului flotant) are loc mai repede (cu un unghi <p'z < <pi), aşa cum sc arată în figura 2.28.

Rezultă deci că supapa cu taler flotant poate fi aplicată pentru procesul de admisie,

optimizând deschiderea şi închiderea supapei de admisie, făcând ca rfă~ optim.

La procesul de evacuare talerul flotant nu poate fi aplicat din cauză că presiunea în

cilindru în momentul deschiderii tijei supapei de evacuare cu <pj (pgc > > po) este cu mult mai

mare decât presiunea din galeria de admisie po.Distribuţia variabilă face posibilă mărirea raportului de compresie £ cu o unitate.

188

16=110

1■ LI

i£il i^HH^i.H H(BjKVV ■

IM

MM^MM^H K

189

n = ct.

Fig. 2.26. Influenţii turaţiei şi sarcinii asupra

coeficientului de umplere.

190

"1 <n2 <n3

MM^MMKM

FVB

MMMS*

mm

m

191

'A

Fig. 2.27. Influenţa unghiului de închidere a supapei de admisie asupra coeficientului de umplere.

Dacă se scrie expresia randamentului efectiv sub forma r/e = t]m ■ rjv ■ r}v iar randa-1mentul termic r;t = 1-------------------- înlocuind in expresia randamentului termic, raportul

mm*MMM

192

de compresie de 8,5 şi 9,5, rezultă (fig.2.29):

Vt ;8 ,5 = 1 -8,5 °>4

= 0,575;

193

*lv, 9,5 - 1 -9,5 0,4 = 0,595, M

194

Fig. 2.28. Influenta modificării unghiului

de avans şi întârziere la des chiderea şi

închiderea supapei de admisie asupra

duratei admisie! (umplerii).

0 creştere a lui rjt cu 0,02. Această creştere se reflectă prin t]e şi asupra consumului specific efectiv

de combustibil ce, respectiv a consumului orar, după relaţiile:

860 860 860Ce ~ Qr>,e ~ QiMi ~ Qi^ m ^ r ^ t ' In aceste relaţii Qj este puterea calorifică a

combustibilului, T} e - randamentul efectiv, î]m - randamentul mecanic, rjT - randamentul relativ, r/t -

randamentul termic al ciclului teoretic.

încercările de laborator şi de parcurs au arătat o reducere a consumului orar cu circa

1 litru /100 km la mers stabilizat şi circa 2 litri /100 km la mers urban (fig. 2.30).

Aceste încerăcri au fost efectuate cu 10 autoturisme Dacia 1300 în Piteşti. Aceste rezultate au

fost confirmate şi de încercările făcute la Universitatea Tehnică din Cluj-Napoca.încercări cu o distribuţie balistică, care este tot o distribuţie variabilă, s-au făcut şi la Institutul

Politehnic Bucureşti. în acest caz cama standard s-a înlocuit cu o camă balistică la care s-a redus înălţimea maximă de ridicare de la 5,15 mm la 3,6 mm.

Profilul este astfel trasat încât până la n=3000 rot/min mişcarea supapei de admisie este comandată de camă, iar peste 3000 rot/min supapa urmează o traiectorie balistică controlată (fig.

195

^5 5 1 5 ^

Fig. 2.29. Influenţa raportului de compresie

asupra randamentului termic teoretic.

2.31) în această figură US este unghiul secţiune al supapei dc admisie. La turaţia maximă (nominală) US are aceeaşi valoare ca la motorul standard.

încercările experimentale făcute la sarcina de 25% = 0,25) au condus la o reducere a consumului

dc combustibil în medie cu 15%.

Ca o concluzie, se poate spune că distribuţia variabilă este utilă, conducând ta îmbunătăţirea

funcţionării motorului de pe autoturisme, manifestată prin reducerea consumului de combustibil şi,

implicit, la reducerea poluării chimice (se reduce conţinutul dc CO din gazele de evacuare).

196

Fig. 2.30. Variaţia consumului orar de combustibil in funcţie de viteza de deplasare cu echipament

standard şi cu taler flotantd. standard

d. balistica

3000 4000 5000 n

197

v[km/h]4060801005,355,786,76

7,084,194,575,336,76

echipament standard

echipament cu taler

flotant100 v [km/h]

< 0,08

t/i

0,07

0,06L

Fig. 2.31. Comparaţia diferitelor distribuţii. [rot/mirj

198

<\dle Presiunea din colec-V-j(b / t°riJl de baleiaj

2.2.1.2. Umplerea forţată a motoarelor în doi şi patru timpi.a. Particularităţi ale umplerii la motoarele în doi timpi. La motorul în doi timpi ciclul

funcţional (diagrama indicată) se realizează la două curse ale pistonului, respectiv o rotaţie a arborelui cotit. Pentru procesul schimbării gazelor, la aceste motoare se afectează fracţiuni din cursele de comprimare şi destindere, echivalând cu cea. 120-150°" RAC (fig. 2.32). Aceasta este posibil datorită evacuării şi umplerii forţate. Cilindrul motorului comunică prin fante (lumini de ba-leiaj 1b) cu colectorul de admisie în care se găseşte fluidul motor, iar prin luminile de evacuare (le) cu colectorul de evacuare. Deschiderea şi închiderea luminilor este realizată prin intermediul pistonului. La sfârşitul destinderii pistonul deschide luminile de evacuare (dle), evacuarea făcându-se sub acţiunea presiunii ridicate din cilindru. La deplasarea în continuare a pistonului se deschid luminile de baleiaj (dlh), având loc intrarea în cilindru a fluidului motor precomprimat la o

199

pmi y

Fig. 2.32. Variaţia presiunii din cilindru in timpul

schimbării gazelor la un motor in doi timpi.

umax

presiune de cea. 1,3 daN/cm2, care ocupă volumele eliberate de gazele arse evacuate şi lot o dată contribuie la evacuarea restului de gaze.

Evacuarea forţată a gazelor arse de către fluidul motor proaspăt constituie procesul de baleiaj.Apariţia unei presiuni mai mici decât p0 (punctul m) se explică prin desfăşurarea cu viteză mare

a evacuării gazelor arse, al cărei efect depăşeşte pe acela al intrării fluidului motor proaspăt. Gazele arse au viteze mari datorită diferenţei de presiune si i-nerţic a coloanei de gaze, precum şi datorită faptului că în această perioadă luminile reprezintă o secţiune mare de trecere.

în cursa pistonului către pms se închid mai întâi luminile de baleiaj (îlb) şi apoi luminile de evacuare (île).

Optimizarea procesului de schimbare a gazelor la motoarele in doi timpi depinde în mare măsură de construcţia organelor de distribuţie, de fazele distribuţiei, de presiunea şi cantitatea de fluid motor proaspăt, care se găsesc într-o corelaţie de interdependenţă.

Momentul optim de deschidere a luminilor de evacuare rezultă din condiţia capresiunea din cilindru să asigure desfăşurarea baleiajului în condiţiile cele mai favora-bile, fără a diminua nici procesul des- y,

tinderii. kMomentul deschiderii luminilor de baleiaj

prezintă, de asemenea, o mare importanţă pentru perfecţionarea proceselor de baleiaj şi umplere.

Momentele închiderii luminlor de baleiaj şi dc evacuare pot fi simetrice cu momentele deschiderii în raport cu pmi sau asimetrice.

Coeficientul de umplere r/u pentru motoarele în doi timpi diferă în funcţie de tipul baleiajului (v. tab 2.2), având valoarea optimă (maximă) la o singură turaţie a motorului (fig. 2.33).

b. Particularităţi ale schimbării gazelor la motoarele în patru timpi supraalimentate. încercările dc mărire a cantităţii de fluid motor introdus în cilindri au condus la «imprimarea prealabilă a fluidului prin intermediul unei suflante. Procedeul de mărire a puterii motorului prin mărirea presiunii fluidului motor şi sporirea corespunzătoare a consumului de combustibil se numeştesupraalimentare. Din acest punct de vedere şi motoarele în doi limpi, care de fapt nu funcţionează decât cu umplere forţată, fac parte din categoria motoarelor supraalimentate (fluidul motor intră in cilindri forţat, datorită precomprimării Iui).

La motoarele în patru timpi, supraalimentate, apar unele particularităţi faţă de schimbarea gazelor la motoarele în patru timpi cu admisie normală. De obicei, presiunea din cilindru (fig. 2.34) în cursa de evacuare (pev) este mai redusă faţă de presiunea dc admisie (pa), ceea ce face să rezulte un lucru mecanic pozitiv, care măreşte lucrul mecanic indicat total.

La motoarele de automobile şi tractoare dc putere medie şi mare apare eficientă a-plicarca turbosupraalimetării. In acest caz, gazele evacuate din cilindrii motorului sunt

200

In1 n

Fig. 2.33. Variaţia principială a coeficientului de umplere

în funcţie de turaţie, pentru un motor tn doi limpL

utilizate în continuare într-o turbină cu gaze, care produce energia necesară antrenării suflantei.

La MAS montarea suflantei în raport cu

carburatorul ridică o serie de probleme. La montarea

suflantei în amonte faţă de carburator (fig. 2.35,a) se

realizează o serie de avantaje: aerul comprimat de

suflantă, având o temperatură mai ridicată,

favorizează va-porizarea intensă a combustibilului,

iar carburatorul arc dimensiuni mai reduse, deoarece

prin cl trece aer comprimat. Din cauza defecţiunilor

legate de etanşare soluţia nu este viabilă în

exploatare, mai ales că pot apărea şi incendii.La montarea suflantei în aval faţă de carburator

(fig. 2.35,b) avantajele sunt: omogenitate mai bună a amestecului datorită efectului de turbulenţă creat de suflantă; temperatură mai redusă în funcţionarea suflantei (datorită vaporizării combustibilului); carbu-ratorul nu lucrează sub presiune. Şi în acest caz apar inconveniente, cum ar fi: avarierea suflantei datorită rateurilor din colectorul de admisie, ceea ce presupune montarea unei supape de siguranţă în derivaţie cu suflantă.

Dezavantajele care apar la ambele soluţii fac ca

aplicarea supraalimentării la MAS să fie redusă (se

înrăutăţeşte şi procesul arderii, apărând detonaţia).

La MAC supraalimentarea nu este însoţită de

dezavantajele menţionate la MAS, aşa se explică

preocupările care există de a supraalimenta aceste

motoare, in special cele cu putere mare şi mijlocie.

O problemă importantă a umplerii forţate a motoarelor în patru timpi o constituie asigurarea

unui baleiaj optim. Astfel, la MAC baleiajul urmăreşte: evacuarea forţată a gazelor arse din cilindru;

răcirea pereţilor cilindrului, a capului pistonului, chiulasei şi supapei de evacuare, care sunt piesele

cele mai solicitate termic, precum şi răcirea gazelor arse care evoluează în turbină.

Realizarea unui baleiaj optim presupune mărirea intervalului de deschidere simultană a

supapelor de admisie şi evacuare (fig. 2.36) comparativ cu motorul cu umplere normală. Faţă de

MAC cu umplere normală, unde durata deschiderii simultane a supapelor este de 40 ... 60°RAC, .a

MAC cu turbosupraalimetare această durată este de 120... 150°RAC.

Pentru motoarele de automobile şi tractoare care lucrează la altitudine supraalimentarea este o

metodă eficientă pentru recuperarea puterii pierdută ca urmare a rarefierii aerului.

201

s uproa 1 i mentar£%la

>a*

Presiunea de

pms pmi yFig. 2.34. Variaţia presiunii din cilindru, in timpul procesului de

schimbare a gazelor, ia un motor in patru timpi

supraalimentat

b. a.Fig. 2.35. Posibilităţi de

montare a '.utlantri în raport cu carburatorul la un MAS

supraalimentat

In tabelul 2.4 se indică influenţa altitudinii asupra reducerii puterii efective a unui motor şi

valorile presiunii dc supraalimentarc pentru recuperarea acestei puteri.

Tabelul 2.4

Influenţa altitudinii asupra reducerii puterii efective a motorului

Parametri Altitudinea [m]0 610 1220 1830 2440 3050 3660 4270 4SS0 5490 i

Temperatura, în [°C]

+ 15,5 + 12,2 +8,9 + 5,5 +2,2 -1.1 -4,4 -7,8 -11,1 -14,5

Presiunea atmosfe-rică, în [daN/cm2]

1,0 0,96 0,88 0,83 0,77 0,70 0,66 0,61 0,56 0,52

Densitatea relativă a aerului [%]

100 93 89 83 78 73 69 64 60 56

Puterea efectivă a motorului fără sup-raalimentare [%]

100 94 87 80 75 70 65 60 56 51

Presiunea de supra-alimentarc faţă de presiunea mediului ambiant, in

|daN/em2]

0 0,07 0,12 0,17 0,22 0,26 0,30 0,35 0,385 0,42

Supraalimenlarea se caracterizează prin presiunea desupraalimentare ps, şi anume:supraalimentarc de joasă presiune (ps =1,2... 1,5 daN/cm2);supraalimentarc dc presiune medie (ps = 1,5... 2,0 daN/cm2);supraalimentare de presiune înaltă (ps = 2,0... 3,5 daN/cm2);

supraalimentarc dc presiune foarte înaltă (ps = 3,5 ... 6,0 daN/cm2). Prin mărirea presiunii dc supraalimentare coeficientul de umplere se îmbunătăţeşte (fig. 2.37), datorită reducerii relative a pierderilor de presiune.

202

Umplere normala

JK. vQ.

Supraalimentare-A

b.

203

i

3 4 5 6

% ip

oa.

o m i_□ o■ii &

Fig. 2.36. Intervalul de deschidere simultană a

supapelor la un MAC cu umplere normală şi la un

MAC cu supraalimentare.

Fig. 2.37. Variaţia coeficientului de umplere T} u şi a

raportului presiunilor pa'Ps în funcţie de presiunea de

supraalimentare ps.

204

2.2.2. Procesul de comprimare

2.2.2.1. Scopul, desfăşurarea şi calculul procesului de comprimare. Comprimarea fluidului mo lor proaspăt are ca scop crearea condiţiilor favorabile de presiune şi temperatură necesare pentru desfăşurarea optimă a proceselor care urmează comprimării. La MAC parametrii finali ai procesului de comprimare trebuie să asigure autoaprinderca combustibilului şi o mişcare turbulentă adecvată pentru a facilita formarea amestecului şi arderea, iar la MAS să asigure omogenizarea amestecului combusiibil-aer în vederea arderii cu eficienţă maximă. La ambele tipuri de motoare procesul de comprimare trebuie să contribuie la mărirea intervalului de temperatură între care se desfăşoară ciclul funcţional, obţinându-se prin aceasta creşterea randamentului termic şi o eficienţă economică sporită a motorului.

Convenţional, se consideră că procesul comprimării începe după închiderea organelor de distribuţie (închiderea supapei de admisie la motorul în patru timpi şi a lu-minlor de baleiaj şi evacuare la motorul doi timpi) şi se termină în momentul producerii scânteii electrice (MAS) sau al începerii injecţiei (MAC).

Procesul comprimării este redat de porţiunea de curbă a'-c' (fig. 2.38).In cazul ciclului teoretic s-a presupus că procesul comprimării se desfăşoară adia-batic (curba

2), în realitate, datorită schimbului permanent de căldură cu pereţii, comprimarea sc desfăşaoră politropic (curba 1).

205

La începutul comprimării (curba a'-ad) are loc un schimb de căldură de la pereţi la fluidul motor. In punctul (ad) - numit punct de adiabatism - cantitatea de căldură cedată este egală cu cantitatea de căldură primită. Creşterea în continuare a temperaturii gazelor conduce la schimbarea sensului de schimb de căldură, gazele cedând căldură pereţilor (curba ad-c').

Calculul comprimării. Pentru calculul parametrilor la sfârşitul procesului dc comprimare se

aplică ecuaţia unei politrope cu exponent poli tropic nc = const. (se neglijează variaţia exponentului politropic):

p-Vn= = ct. (2.17)

Exponentul politropic al procesului de comprimare, nc, este variabil (v. fig. 2.38), fiind egal cu exponentul adiabatic^c doar în punctul de adiabatism (ad).

Deoarece exponentul adiabatic#c este egal cu raportul căldurilor specifice la presiune constantă

cp şi la volum constant Cyi

cp Cv + R const.K = t = — = 1 + -fcrr (2J8)

unde: R este constanta gazelor, rezultă că valoarea acestuia scade cu creşterea temperaturii. Scăderea exponentului politropic este mai pronunţată decât scăderea exponentului adiabatic Xc> ia aceasta contribuind şi scăpările dc gaze prin neetanşei taţi. \Pcniru MAS nc = 1,32... 1,39, iar pentru MAC nc = 1,36... 1,4. Parametrii de stare la sfârşitul procesului de comprimare se obţin cu relaţiile:

206

pms Pmi

vFig.2.38. Schema procesului de comprimare.

pc' = pa-£nc;

(2.19)

Tc. = Ta ■£■"'- l.

(2.20)

Valorile orientative ale presiunii şi temperaturii la sfârşitul cursei dc comprimare sunt date tabelul 2.5.

Tabelul 2.5

Valurile orientative ale presiunii şi temperaturii la sfârşitul cursei de comprimare

Tipul motorului Presiunea pc [daN / cm2l

Temperatura Tc , K l

MAS 10... 20 600 ...750MAC i ( > . . . 50 800 ... 950

2.2.2.2. Influenţa unor factori asupra procesului de comprimarea. Influenţa factorilor constructivi. In cadrul factorilor constructivi sc pot considera: raportul

dc compresie, mărimea cilindrului şi arhitectura camerei dc ardere.Raportul de compresie se alege funcţie de tipul şi destinaţia motorului. La MAS pentru

automobile E = 6...9, iar pentru automobile speciale £ = 10...12.La MAC cu camere de ardere ncdivizale, unde suprafaţa de răcire a camerei de ardere este

minimă, temperatura dc autoaprindere a combustibilului sc poate obţine la valuri mai mici ale raportului dc compresie t: = 14 ... 17, iar la MAC cu camere divizate £ = 17...22.

La MAC cu camere dc ardere divizate alegerea unor rapoarte de compresie mari compensează pierderile cauzate de mişcarea mai intensă a aerului spre finele procesului dc comprimare, care se datorează arhitecturii camerei de ardere mai complicate (şi cu suprafaţă de schimb a căldurii mai marc). Dc fapt, un dezavantaj al acestor motoare, comparativ cu MAC cu camere nedivizate, este pornirea mai dificilă a lor, în special la temperaturi scăzute, când sc impun măsuri şi dispozitive pentru uşurarea pornirii.

Pe de altă parte, la orice tip de motor, prin micşorarea diametrului cilindrului, mărirea turaţiei şi scăderea sarcinii se pot alege rapoarte de compresie mai ridicate.

Dacă se ia în considerare destinaţia motorului, la motoarele care lucrează la sarcini apropiate de sarcina nominală (autocamioane, autobuze) raportul de compresie poate fi mai mic decât la motoarele care lucrează la sarcini parţiale (autoturisme).

b. Influenţa factorilor de exploatare. La creşterea tuîaţiei se micşorează durata în timp a procesului de comprimare, precum şi pierderile prin neetanşeităţi, ceea ce conduce la creşterea exponentului politropic n^

influenţa sarcinii asupra exponentului nc, respectiv asupra parametrilor fluidului motor la sfârşitul comprimării, în special la MAC, este neglijabilă.

Starea tehnică a motorului, îndeosebi uzura grupului cilindru-piston-segmenţi, determină mărirea pierderilor prin neetanşeităţi, puterda motorului scade, iar consumul de combustibil creşte. Creşte şi consumul de ulei, care de fapt este un indice aruzurii avansate a motorului.

207

Apariţia unor defecţiuni ca: supapă înţepenită, segmenţi rupţi sau înţepeniţi, garnitura de chiulasă deteriorată etc, pol fi detectate prin mersul neuniform şi cu trepidaţii al motorului.

Pătrunderea gazelor arse în carter este tot o consecinţă a uzurii înaintate a grupului cilindru-piston-segmenţi.

Rezultă deci necesitatea verificării periodice a presiunii la sfârşitul comprimării, operaţie care contribuie la prevenirea uzurilor şi la menţinerea funcţionării econo-miceamotorului.

2.2.3. Procesul arderii

2.2.3.1. Particularităţi şi cerinţe ale arderii în motoare. Arderea constituie o reacţie chimică cu degajare de căldură produsă prin oxidarea cu viteză ridicată a ele mentelor combustibilului. Emisiunea de lumină (flacără), creşterea rapidă a presiunii şi temperaturii şi durata scurtă în timp sunt particularităţi importante ale arderii în motoare, de stăpânirea şi controlarea lor depinzând în final eficienţa utilizării combustibilului.

Procesul arderii poate fi studiat sub aspect termodinamic şi cinetic.Termodinamica arderii studiază starea iniţială şi finală a transformării, precum şi energia care

ia parte, iar cinetica arderii studiază viteza de reacţie şi dependenţa ei de diferiţi factori.Pentru a lămuri mai complet procesul arderii trebuie studiate mecanismele ato-mo-moleculare

ale aprinderii şi arderii, mecanismele de propagare a flăcărilor şi arderea combustibilului în jet [1], [4], [54].

@ Noţiuni de termodinamica arderii.Combustibilii utilizaţi la motoarele termice cupiston'pcuTrÎKiînz^ alcooli etc), gazoşi (propan, metan etc.) şi so-lizi (în fază experimentală). Utilizarea cea mai largă o au combustibilii lichizi: benzina pentru MAS şi motorina pentru MAC.

Compoziţia combustibililor lichizi se exprimă, de obicei, prin conţinutul masic c, exprimat în kg carbon/kg combustibil, h, în kg hidrogen/kg combustibil şi o, kg oxigen/kg combustibil (tab.2.6).

208

Pentru aprecierea stării iniţiale a amestecului combuslibil-aer este necesar să se calculeze

oxigenul minim necesar Omin pentru arderea completă a unui kg de combustibil, respectiv

cantitatea de aer Lmin-în acest sens, sc apelează la reacţiile de ardere ale carbonului, pentru cazul arderii complete

(perfecte sau stoechiometrice):

C + 02 = CO2.

Prin arderea completa ^ a unui combustibil sc înţelege acea ardere în care energia chimică a

componentelor iniţiale din combustibil se transformă total în alte forme de energie (termică,

luminoasă etc).

Arderea incompletă se caracterizează prin prezenţa în produsele arderii a unor componente care

posedă o energie chimică (CO etc).

Reacţia de ardere completă (perfectă) a carbonului poate fi exprimată astfel:

12 kg C + 32 kg 02 = 44 kg C02;

209

CombustibilCompoziţia, în kg/kgOminQinfch0kgkmol kgk£ kgkmol kgmJN m3NkJ

kgkcalBenzină0,8540,1420,0043,3910,106514,80,573—4389010400Motorină0,8570,1330,0103,3320,104314,50,4966—

4180010000Metan0,750,25—————9,5249949—Etan0,800,20—————16,747436—Propan0,8180,182—————23,846348—

Butan0,82750,1725—————31,045720—Hidrogen—1,00—————2,3811942228570Metanol0,3750,12550——6,44—6,4419.937—

Etanol0,520,130,35——8,95—8,9526805—

Tabelul 2.6

Uncie caracteristici ale combustibililor pentru motoarele cu ardere internă

sau

12 kg C + 1 kmol 02 = 1 kmol C02.

Pentru un kg de C:

1 kgC + |kg02 = yC02;

1 kg C + ^ kmol 02 = ~r kmol C02.

*) Arderea completă care se desfăşoară cu oxigenul minim necesar se numeşte şi ardre perfectă. Rezultă deci că arderea

completă presupune existenţa cel puţin a oxigenului (aerului) minim ncesar arderii. Pentru stabilirea oxigenului

(aerului) minimm necesar arderii se consideră cazul arderii perfecte.

Când se ard e kg carbon/kg combustibil, se obţine:

211

11 kgCQ2

kg comb 3 kg comb 3 kg comb 1

8 kgOz = c-+ c

sau

213

1 kmol Q2 1 kmol CO2

+ c

kg comb 12 kg comb 12 kg comb 1Din reacţia de ardere a hidrogenului H2 + - 02 = H20 rczullă:

= c

kgH2 kg

comb -l- Sh*g Oz

kg comb= 9h

kgH

2Q

kg

com

b '

215

1 kmol 02 . l kmol H20 kg comb ' " 4 kg comb 2 kg

comb Cantitatea de oxigen

necesară arderii complete a unui kg de combust ibil este dată de relaţiile:

217

kgH2 + h

(2.2

1)

(2.2

2)

3% oxigen şi cea volume-Cunoscând compoziţia masică a aerului de 7 1 trică de 79% azot şi 21 %oxigen,

se obţine cantitatea minimă de aer necesară arderii complete (perfecte):

= ţc + 8h - o

kg sau

kmol 02

o

32O R— + — 12 4 kg

comb

kg Q2

Lmin — -c + 8h - o kg aer

kgcomb(2.23)

219

O, 1 8

0,23 0,23

Lmin — O.0,21 0,21

1 1 1 Î2C+4h-

32°

kmol aer

kgcomb(2.24)

221

1

Pentru aprecierea cantităţii de aer din fluidul motor (înaintea arderii) este util a cunoaşte raporul dintre cantitatea de aer disponibil pentru arderea unui kilogram de combustibil L şi cantitatea minimă de aer necesară arderii Lmin, numit coeficient de exces de aer:

1 = (2.25)

223

Pentru MAS, la regimurile de pornire, mers în gol, sarcini mici şi mari, coeficientul X < 1, iar in domeniul sarcinilor mijlocii A > 1 (regim economic).

La MAC, din cauza timpului foarte scurt pentru formarea amestecului este necesar a se asigura un exces de aer la toate regimurile, deci X > 1 ( X = 1,3 ...2,5).

Coeficientul de exces de aer serveşte şi la precizarea limitelor de aprindere.Prin limite de aprindere (tnflamabilitate) se înţeleg limitele de variaţie a compoziţiei amestecului

combustibil-aer pentru care este posibilă aprinderea. Se deosebeşte o limită inferioară de aprindere, determinată de amestecul sărac minimum X-t şi o limită superioară de aprindere A g car e delimitează intervalul în care este posibilăaprinderea.

Limitele de aprindere depind de temperatură (fig. 2.39).

Limitele dc aprindere pentru amestecul benzină-aer variază de laAs = 0,5 şi X , = 1,23 pentru O °C

Ia As = 0,4 şi \ = 0,86 pentru 300°C.

Starea finală a arderii se caracterizează printr-o anumită compoziţie a gazelor de ardere.în cazul arderii complete (perfecte, când X - 1), în compoziţia gazelor de ardere apar: C02,H20şi

N2.

Când X > 1, apare în plus şi oxigen.La arderea incompletă (când de obicei X < 1) apar C02, H20, N2 şi CO (component care posedă o

anumită energie chimică).în tabelul 2.7 se redau relaţiile de calcul ale compoziţiei gazelor arse pentru cazul arderii complete

şi incomplete.| Disocierea este un fenomen care apare la temperaturi înalte, când moleculele se descompun în

atomi şi grupuri dc atomi. Acest fenomen este endotermic şi se întâlneşte în special la MAS, unde în

timpul arderii se obţin temperaturi mai ridicate. Cu ponderea cea mai mare apare disocierea bioxidului

de carbon, după reacţia:

2C0 2 -^2CO +- 02.

Variaţia gradului de disociere a CO2 în funcţie de temperatură rezultă din figura 2.40, de unde se poate aprecia că gradul de disociere Ia MAC este sub 10%, iar la MAS acesta ajunge până la 50%.

Disocierea vaporilor de apă are loc după reacţia:

2 H20 ^ 2 H2 + 02.

Deşi în gazele arse mai sunt şi alte componente care pot disocia, ponderea acestora fiind mică, de

obicei sc neglijează.

Influenţa disocierii unor componente din gazele arse sc manifestă prin reducerea temperaturii şi

presiunii maxime a ciclului, ca urmare randamentul termic la MAS scade cu 1 ... 3% pentru X ~ 1. La

MAC influenţa disocierii asupra randamentului termic este neglijabilă.

— Geneza produşilor poluanţi din gazele de ardere. Gazele de ardere evacuate dc către motoarele

termice contribuie la poluarea atmosferei cu substanţe gazoase (oxid dc carbon CO, axizi de azot NO x,

hidrocarburi CmHn etc.) numite noxe şi particule solide (funingine sau fum) [53]; [58]; [66]; [108].

225

t

2000 | 2500 J3Q00 T[K) 2>iOD

Fig. 239. Variaţia limitelor de aprindere în funcţie de coeficientul de

exces de aer.

Fig. 2.40. Gradul de disociere a C02 în funcţie de temperatură.

ComponenteArdere completăAr fiert incompletăkmol comp. kg-comb.kg ■ comp. kg ■ comb.kmol ■ comp, kg-comb.kg ■ comp. kg-comb.C02c1211^[c- 5,04(1 -A)!^;y[c- 0,173(1 -A)Lmin"CO--^[5,04(1-A)Lmin]| [0,173(1-^)1^]h2oh 29hh29 h o20,21 (A - 1) Lmin0,23 (A -1) Lmin--N20,79 A Lm;n0,77 A Lmin0,79 A Lmin0,77 A LminCantitatea totală de gaze arseLmin(A-0,21)+^ + |0,79 Lmin + ^ + | -

Tabelul 2. '>Relaţii de "alcul a

componentelur gazelor arse

La funcţionarea unui MAS sursele de produşi poluanţi sunt: gazele dc evacuare circa 669?, carterul 20% (care se datoreşte în cea mai mare măsură tot gazelor pătrunse în carter), carburatorul 9% şi rezervorul dc combustibil 6%. Deoarece circa 85% din produşii poluanţi se datoresc gazelor de evacuare este necesar a explica geneza acestora, pentru a facilita luarea unor măsuri eficiente de diminuare sau reducere totală a produşilor poluanţi. f f f \ Oxidul de carbon sc formează în timpul procesului de destindere J108]:

C02 + H CO + OH.

Oxidul de carbon poale reacţiona cu hemoglobina, rezultând carboxihcmoglobina:

CO + Hb «* HbCO,

substanţă suficient de stabilă, care poate bloca ţesuturile omului, împiedicând oxigenarea acestora.Intoxicaţia cu CO poate provoca dureri de cap, oboseală, judecată tulburată, colaps şi sincopă în

caz dc efort, oprirea respiraţiei şi efect letal dacă nu se iau măsuri de dezintoxicare.^ft Oxizii (ţe a?o' ttQ% se formează în motor prin oxidarea azotului la temperaturi înalte. Se deosebesc

următoarele tipuri mai importante dc oxizi de azot: oxidul azotos (hcmioxidul de azot) N20, oxidul de azot NO şi bioxidul de azot N02.

Oxidul azotos este un component stabil la 500°C şi rezultă dintr-o reacţie fotochi-mică sau ca urmare a combinării azotului cu oxigenul atomic în prezenţa unei molecule inerte M [53]; [108]:

02 + hv*)sau q SJ*^

O + N2 + M = N20 + M. JP* Oxidul dc azot NO se consideră că

sc formează după reacţii de forma:

O + N2 -* NO + N; 02 4- N -* NO + O; N2 + 02^ NO.

Bioxidul dc azot apare sub forma:

2 NO + 02 = 2 N02.

Dintre combinaţiile azotului cu oxigenul oxidul dc azot arc un efect ilariant asupra omului, putând provoca paralizia centrilor respiratori. Bioxidul de azot provoacă tulburări respiratorii trecătoare.

Cercetările t :x]u:rinu :n ia lp a ţaţă c>\ î n aceeaşi eaniitaic bioxidul de a/ol cs. lc . " ■■ -i

— :<-:|/otsidr^-^ori niailoxicdccâLtixiihihl,-carbon,[ U

idmcarlv^ în gazele de evacuare din cauza arderii incomplete în a-propicrea pereţilor reci, iar la MAC, pc lângă cauza amintită, emisia de hidrocarburi se poate datora şi lipsei locale dc aer. In concentraţii mari hidrocarburile sunt nocive.

Anumite hidrocarburi (alcanii etc.) la concentraţii peste 35g/m3 înrăutăţesc respiraţia. Etanul, propanul şi etilena sunt anestezice. Hidrocarburile aromatice (benzenul) în concentraţii mari provoacă intoxicaţii.

Hidrocarburile se pot asocia cu oxidul de azot şi ozonul, în prezenţa razelor solare, formând aşa-

zisul "smog fotochimic".

NOx + Aa e r - *0 3 ,CmHn + NOx + O3 -» smog fotochimic.

227

*) hv = cuantă dc energie.

II COUNOx CH*NOy ■ CH

MAS MAC Motor cu injecţie gaz directa

MACinjecţieindirectă

Smogul fotochimic este favorizat [g/|<W] de anumite

condiţii naturale specifice. 2 a/,-, Sc cunoaşte

smogul fotochimic produs în oraşul californian

Los Angeles în anumite zile însorite, sub forma

unei ceţe albicioase cu efect iritant, care in-

fluenţează traficul rutier. Emisiile poluante de

CO, NOx şi CmHn depind în mare măsură de

tipul motorului, forma camerei de ardere şi

natura combustibilului (fig. 2.41) [58].

Alţi poluanţi care apar în gazele de ardere

sunt: plumbul, sulful şi aldehi-dele.

Plumbul apare în cazul MAS care folosesc

benzine etilate. Plumbul se fixează în oase

(netoxic), dar ajungând

în sânge provoacă intoxicaţii şi modifică

metabolismul. Acţiunea lui este mai pronunţată la copii.

Sulful rezultă în gazele de ardere de la MAC sub formă de SO2, SO3 şi H2SO4. Pentru motorinele

utilizate în ţara noastră prezenţa sulfului este neglijabilă.

Aldehidele se întâlnesc în gazele de evacuare sub formă de: acetaldehidă (CH3CHO), formaldehidă

(HCHO) ele. Aldehidele au o acţiune toxică puternică. Astfel, acetaldehidă arc acţiune iritantă, iar la

concentraţii mari, peste 20 p.p.m. (părţi per milion) produce senzaţii de sufocare, tuse puternică, cefalee

şi uneori edem pulmonar.

Fumul, un alt poluant specific MAC, este un amestec de complecşi de carbon cu gudron şi

hidrocarburi. Fiind în asociaţie cu alţi poluanţi, de exemplu bioxidul de sulf, atacă ţesuturile din

plămâni, putând provoca bronşite cronice. Se parc că are şi o acţiune cancerigenă.

Concentraţia produşilor poluanţi depinde de o serie dc factori: combustibil, tipul motorului, regimul

de funcţionare etc.

Astfel, dacă se consideră un caz defavorabil al arderii benzinei şi motorinei, se obţin produşii

poluanţi redaţi în tabelul 2.8.

Influenţa tipului de motor şi a regimurilor de funcţionare se evidenţiază în tabelul 2.9.

Dacă se consideră numai produşii poluanţi evidenţiaţi în tabelele 2.8 şi 2.9 MAS apare mai poluant

decât MAC. Deoarece MAC produce şi fum (accelerări, sarcini mari şi suprasarcini) gradul de poluare

al celor două motoare este sensibil egal.Tabelul 2.8

Cantitatea de produşi poluanţi, în grame, rezultată prin arderea unui

kilogram de combustibil în motor

Poluanţi CombustibilulBenzină Motorină

Oxid de carbon 465 21Oxizi de azot 23 27Hidrocarburi 16 13Bioxid dc sulf 0,8 7,8

Fig. 2.41. Variaţia conţinutului de emisii poluante

pentru diferite tipuri de motoare.

Aldehide 0,9 0,8

Tabelul 2.9

Concentraţia produsMor poluanţi din gazele de evacuare pentru MAS şi MAC la diferite regimuri de

funcţionare

Substanţa Unitateade

măsură

Mers încet în

______gol

Mers în regim Accelerare Deeelerare

MAS MAC MAS MAC MAS MAC MAS MAC

Oxid dc carbon % 7,0 urme 2,5 0,1 1,8 urme 2,0 urmeIlidrocarbur % 0,5 0,04 0,2 0,02 0,1 0,01 1,0 0,03Oxizi de azot p.p.m>

>30 60 1100 850 650 250 20 30

Aldehide p.p.m.1) 10 21) 20 10 10 10 300 30^ părţi pe milion

fj}. Elemente de teoria cinetică a arderii. Propagarea flăcăii. Ecuaţiile de ardere alecarbornTluinfidrog^^ iniţial şi final al reacţiilor. întreaceste stadii elementele care participă la reacţii trec printr-o succesiune de stări intermediare. Cinetica arderii pune în evidenţă mecanismul acestor stadii, precul şi factorii de influenţă care permit controlul şi dirijarea reacţiilor de ardere.

Conform teoriei cinetice a arderii viteza dc desfăşurare a unei reacţii este proporţională cu numărul ciocnirilor dintre moleculele activate care participă la reacţie in unitatea de timp.

Deci, prin viteză de reacţie se înţelege variaţia în unitatea dc timp a concentraţiei substanţelor participante la reacţie. Considerând C concentraţia unei substanţe iniţiale, viteza instantanee dc reacţie este: | f*dC n *nwr = -—. (2.26)

Semnul minus arată că în timp concentraţia substanţelor reactante scade. Asupra vitezei de reacţie influenţează o serie de factori: energia de activare*), concentraţia C, presiunea p şi temperatura T, conform relaţiei [1]; [54]:

229

wr=f(-C,p,T). (2.27)

230

Viteza de reacţie poate fi influenţată şi de alţi factori. Astfel, o anumită categorie de catalizatori măreşte viteza de reacţie, o alta (de exemplu azotul din aer) frânează

231

•) Energia necesară intrării în reacţie este în general superioară energiei cinetice medii moleculare. Acest surplus de energie

este denumit energic de activare.

reacţiile. Dintre modelele de reacţii care explică într-o anumită măsură mecanismul a-tomo-molecular al

arderii în motoare sunt reacţiile înlănţuite şi reacţiile cu lanţuri ramificate.cO Rmcjiile înlănţuiţi presupun existenţa unor elemente reactive (atomi sau radicaliliberi), care având una sau două valenţe libere, reacţionează la orice ciocnire cusub i iţele I iale sau intermediare. Iniţierea reacţiilor este condiţionată de forma-rea, printr-i nijloc oarecare, a elementelor reactive care iniţiază lanţurile dc reacţii.Un lanţ c acţii se întrerupe când elementul reactiv sc ciocneşte cu o moleculă i-nertă,C\I uit element reactiv sau cu un perete (fig. 2.42). f

Modelul reacţiilor înlănţuite stă la baza explicării limitelor de aprindere sau de in- /flamabilitatc pentru amestecuri omogene (cazul MAS). *k ) Reac(iile_cu lanţuri ramificate. Modelul unor astfel de reacţii (fig. 2.43) presupune că numărul de clemente reactive sporeşte, apărând aşa-numitele lanţuri ramificate / sau catenare. O astfel de reacţie sc desfăşoară cu viteză de reacţie mult mai mare decât / reacţiile Înlănţuite, chiar şi la temperatură constantă.

Modelul reacţiilor cu lanţuri ramificate permite să se explice fenomenele care apar la autoaprinderea

combusitibilului (cazul MAC) (54].

Propagarea flăcării. în studiul arderii termice, momentul apariţiei flăcării şi modul de propagare a acesteia are o importanţă deosebită asupra eficienţei totale a ciclului, precum şi asupra poluării chimice, sonore şi a durabilităţii unui motor termic.

Nucleul iniţial dc flacără se formează prin aprindere sau autoaprindere. Nucleul de flacără, o dată format, se dezvoltă şi se propagă sub formă de flacără în amestecul combustibil-aer.

Flacăra reprezintă deci zona in care au loc reacţiile de ardere a elementelor combustibile C, H etc, fiind

însoţită, in general, de luminozitate.

în cazul unor amestecuri combustibil-aer cu mişcare laminară, reacţiile arderii au loc intr-o zonă

îngustă, numită front de flacără, care se propagă după normala la suprafaţă [58); [54].

232

Fig. 2.43. Schema desfăşurării reacţiilor cu

lanţuri ramificate.

inerta

rete

Reacţii iniţiale

Reacţii de

*>întrerupere

233

Readii iniţiale

Reacţii înlănţuite

Reacţii ra mit cate

Molecule

Reacţii de S întrerupere

Ciocnire cu element reactiv

Fig. 2.42. Schema desfăşurării reacţiilor înlănţuite.

234

Viteza frontului dc flacără în raport cu amestecul combustibil-aer se numeşte viteza normală a flăcării un (fig. 2.44, a).

Când amestecul combustibil-aer are o mişcare turbulentă, acesta este delimitat de gazele arse de un front de aprindere, care iniţiază arderea (fig. 2.44, b). Variaţia concentraţiei unor elemente care participă la reacţii, precum şi variaţia temperaturii în adâncimea zonei de ardere este redată în figura 2.44,c.

Fig. 2.44, Schema propagării flăcării în regim laminar (a); tulburent (b); variaţia

concentraţiei C071 CCO2 £' temperaturii (c).

Arderea turbulentă reprezintă o succesiune de autoaprinderi. Conform acestei teorii, elementele de volum combustibil-aer se amestecă prin turbulenţă cu gazele arse şi se autoaprind. Elementele de volum care ard se amestecă în continuare cu volume de combustibil-aer (mai reci), astfel încât primele se sting prin răcire, iar ultimele se autoaprind. Autoaprinderea şi stingerea succesivă conferă un caracter pulsa-tor arderii.

Viteza de propagare a flăcării*) turbulente ut este influenţată, pe lângă factorii care determină viteza de reacţie (v. relaţia 2.27) şi de intensitatea turbulenţei. La intensităţi mai mari ale turbulenţei influenţa acesteia asupra vitezei u, devine hotărâtoare.

Pentru MAC, unde combustibilul nu este amestecat în prealabil cu aerul, (spre deosebire de

MAS, unde amestecul este aproape omogen în momentul declanşării arderii - producerii scânteii

electrice de la bujie), arderea este determinată de formarea amestecului, care are loc prin difuzia

reciprocă a combustibilului pulverizat şi vaporizat, respectiv a aerului. Arderea, în acest caz, are loc

în zone cu concentraţii optime, fiind numită ardere difuzivă, O caracteristică a acestei arderi este

tendinţa de formare a particulelor solide de funingine ca urmare a descompunerii termice a

235

*) Din punct dc vedere al deplasării flăcării se disting flăcări deflagranie (subsonice) şi flăcări deto-nante (supersonice).

hidrocarburilor în zonele cu temperatură ridicată şi concentraţie redusă de oxigen. Funinginea

rămasă nearsă la sfârşitul procesului de ardere se regăseşte în gazele de evacuare sub formă de fum

c. Cerinţele desfăşurării arderii în motorul termic. Procesul arderii combustibilului în motorul

termic cu piston presupune:

Cr o ardere cât mai completă a combustibilului, deoarece o ardere incompletă, pe lângă faptul că

micşorează economicitatea funcţionării motorului, are ca urmare şi poluarea mediului înconjurător

cu produşi poluanţi (oxid de carbon CO, oxizi de azot NOx, hidrocarburi CmHn, fum etc);

f3)arderea să conducă la o transformare cât mai eficientă a căldurii în energie mecanică, ceea ce

presupune ca arderea să fie concentrată în jurul pms;

arderea combustibilului să sc desfăşoare cu viteze moderate, pentru a reduce trepidaţiie şi

zgomotul de funcţionare al motorului.

Existând deosebiri esenţiale ale procesului de ardere în funcţie de modul de formare a

amestecului şi de declanşare a arderii, este necesar a se studia separat procesul arderii pentru MAS şi

MAC.

Viteza dc ardere se poate aprecia pe baza vitezei de creştere a presiunii în timpul arderii,

conform diagramei indicate desfăşurate (fig. 2.45). în acest caz viteza instantanee de creştere a

presiunii este exprimată prin panta tangentei la curba presiunii,

iar expresia vitezei medii de creştere a presiunii în timpul arderii este

A p Pmax ~ Pc - ■ , . . . - ,- . .

—*- =------------------, a cărei valoare trebuie sa fie cat mai moderata.

236

Fig. 2.45. Elementele de calcul ale vitezei de creştere a presiunii in timpul arderii.

ti 2.2.3.2. Arderea în motorul cu aprindere prin scânteie. La MAS arderea începe în momentul producerii scânteii electrice, într-un moment determinant al ciclului, care asigură apariţia nucleului de flacără şi răspândirea flăcării în toate direcţiile, până la cuprinderea în întregime a amestecului combustibil-aer (considerat ca amestec omogen).

Producerea flăcării cu viteze moderate se numeşte ardere normală, care determină o eficienţă economică ridicată, asigurând o durabilitate şi funcţionare de lungă durată a motorului.

Arderea normală poate fi studiată pe baza diagramei indicate (fig. 2.46, a), în special a celei desfăşurate (fig. 2.46,b) care măreşte precizia investigaţiei. Scânteia electrică se produce în punctul S cu avansul fts faţă de pms.

Unghiul /3S se numeşte avans la producerea scânteii electrice. După producerea' scânteii

electrice are loc prima perioadă a arderii <plt numită perioada întârzierii la aprindere, care începe cu

formarea nucleului de flacără, iar când flacăra a cuprins un volum suficient de mare de amestec

combustibil-aer are loc creşterea rapidă a presiu

237

pms fFig. 2.46. Schematizarea procesului de ardere în diagramele

indicate p-v (a); p-p (b) şi variaţia concentraţiei unor substanţe în timpul arderii (c).

dei principale a arderii, care se consideră încheiată când presiunea atinge valoarea maximă, este influenţată preponderent de intensitatea turbulenţei. Perioada a treia a arderii ţp3, care se desfăşoară în destindere, nu este dorită deoarece conduce la randamente scăzute.

Duratele celor trei perioade exprimate prin unghiurile <p sau timpii corespunzători X sunt influenţate de factori diferiţi, astfel în prima şi ultima peioadă predomină influenţa factorilor fîzico-chimici, iar în perioada principală este hotărâtoare intensitatea mişcării turbulente.

în figura 2.46,b sunt puse în evidenţă câteva imagini (reproduse) ale camerei de ardere, de unde se poate urmări evoluţia frontului flăcării (frontului de aprindere). Variaţia concentraţiei locale a unoT substanţe în timpul arderii este evidenţiată în figura 2.46,c.

Uneori este posibil ca spre sfârşitul arderii normale să apară în fluidul motor (a-mestccul combustibil-aer) fenomene de autoaprindere caracterizate de viteze ridicate de propagarea flăcării, jnjicestcaz arderea se ^me^deţpnanţă^i constituj e_o ar-aSTCanormăI|7

Arderea cu detonaţie limitează creşterea puterii şi economicităţii MAS, prin mărirea raportului de compresie.

Cercetările experimentale arată că arderea decurge la început normal, având o desfăşurare cu variaţii mari de presiune doar în ultima parte (fig. 2.47).

Din schema fotografiilor camerei de ardere se observă că în faţa frontului flăcării apar iniţial puncte cu emisie luminoasă, apoi se transformă în nuclee de flacără care se dezvoltă cu viteză foarte mare (200 ... 750 m/s). Ca urmare se produc unde puternice de şoc care se propagă cu viteze de circa 1200 m/s, atât în amestecul combustibil-aer nears cât şi în gazele arse.

238

Ardere cu flţţjetonaţie

Bujie

P

nii (moment marcat pe diagrama inidicată prin desprinderea curbei de variaţie a prc-

Frontul flăcării ii

Emisie J luminoa:

Nucleul de „ f l ă căr i

pms

is pmi v prns <pFig. 2.47. Diagrame indicate în cazul funcţionării MAS cu delonaţie.

Prin reflectarea undelor de şoc, pe pereţi, se transformă în unde de detonaţie care se deplasează cu viteze excesive (2000... 2500 m/s).

Arderea detonantă este însoţită de zgomote metalice, asemănătoare unor ciocăni-turi, tendinţe de supraîncălzire a motorului, scăderea puterii şi a economicităţii.

La funcţionarea mai îndelungată a motorului în regim de detonaţie are loc o uzură importantă a cilindrilor şi segmenţilor, uneori putând avea loc chiar spargerea pistonului.

Un alt tip de ardere anormală apare atunci când arderea normală este alternată de apariţia unor aprinderi ale amestecului de la punctele sau suprafeţele supraîncălzite din camera de ardere, înainte sau după producerea scânteii electrice, cu formarea mai multor fronturi de aprindere suplimentare. Acest tip de ardere se numeşte ardere prin aprinderi secundare. Când aprinderea secundară se produce înainte de producerea scânteii electrice declanşată de bujie se numeşte prea prindere (fig. 2.48, a), iar când se produce după scânteia electrică se numeşte postaprindere (fig. 2.48, b).

Funcţionarea motorului cu preaprinderi este neuniformă, având loc o reducere a puterii. Postaprinderea conduce doar la mărirea presiunii maxime a ciclului funcţional, fără a diminua prea mult puterea motorului.

Ambele tipuri de arderi cu aprinderi secundare suprasolicită piesele motorului,

pms pmi V pms pmi va. b.

Fig. 2.48. Diagrame indicate in cazul funcţionării MAS cu preaprinderi (a) şi poslaprinderi (b).

conducând la o exploatare neeconomică a motorului, ca atare trebuie evitate (evitarea formării calaminei etc).

Influenţa unor factori asupra arderii în MAS

Q. Influenţa factorilor constructivi Raportul de compresie are o influenţă importantă asupra

duratei şi caracterului arderii. Prin mărirea raportului de compresie se obţine reducerea duratei

primei şi ultimei perioade a arderii, ca urmare a creşterii presiunii care măreşte viteza de reacţie.

Cu toate că perioada principală este puţin influenţată, se reduce totuşi durata totală a arderii, ceea

ce conduce la creşterea puterii şi îmbunătăţirea economicităţii motorului.

239

Creşterea raportului de compresie are însă influenţe nefavorabile asupra arderii, favorizând arderea cu detonaţie. Evitarea funcţionării motorului cu detonaţie, la menţinerea celorlalte condiţii nemodificate, sc poate realiza prin utilizarea unui combustibil cu cifră octanică superioară (fig 2.49).

Construcţia camerei de ardere influenţează viteza de deplasare a frontului de aprindere şi durata propagării flăcării.

240

Camerele de ardere cu supapa în chiulasă de tip I, fiind compacte (fig. 2.50, a) asigură un parcurs redus şi uniform al frontului de flacără, iar camerele de ardere cu supape înclinate (fig. 2.50,b) prezintă ca avantaj suplimentar posibilitatea de a spori sensibil diametrele supapelor.

Creşterea vitezei medii de propagare a flăcării poate fi obţinută prin intensificarea turbulenţei, ca urmare a apropierii chiulasei de piston, obţinându-se astfel aşa numitele praguri de turbulenţă (fig. 2.51). Acestea se pot realiza fie prin modificarea chiulasei (fig. 2.51,a şi b) fie printr-o formă adecvată a pistonului (fig. 2.51, c).

Camerele de ardere compacte, cât şi pragurile de turbulenţă, caracterizate prin distanţe reduse între bujie (B) şi pereţi, conduc la o durată redusă a propagării flăcării, rezultând o creştere a lucrului mecanic indicat şi a economicităţii. De fapt, mărirea economicităţii se explică şi prin cedarea unei cantităţi de căldură prin pereţi, mai re-

Fig. 2.51. Schema principială a unor

camere de ardere cu praguri de tur-

bulenţă.

funcţie de cifra octanică a Fig. 2.50. Schema principială a unei camere de ardere de tip "1" (a)

combustibilului. şi a unei camere de ardere cu supape înclinate (b).

dusă, întrucât la construcţii compacte ale camerelor de ardere, Ia volume egale corespund suprafeţe laterale mai reduse.

Camerele de ardere compacte reduc şi tendinţa la detonaţie (cu cât lungimea parcursului pentru propagarea flăcării este mat redusă, cu atât sc asigură timp mai limitat pentru formarea peroxizilor*) - nuclee de flacără - amestecul nears din faţa frontului dc flacără).

Natura fi starea materialelor pereţilor camerelor de urdere influenţează schimbul dc căldură. Materialele uşoare cu conductivitate termică ridicată asigură pieselor temperaturi mai coborâte, ceea ce reduce tendinţa la detonaţie.

Depunerile (calamina) joacă rol dc ecran termic, determinând creşteri locale a temperaturii şi o mărire a raportului de compresie (se reduce volumul camerei de ardere), efecte care favorizează detonaţia şi aprinderile secundare.

b. Inflenţa factorilor de exploatareîn cadrul acestor factori se consideră: condiţiile mediului ambiant; dozajul; avansul la producerea

scânteii electrice; turaţia; sarcina; regimul termic şi natura combustibilului.Condiţiile mediului ambiant au o influenţa indirectă asupra amestecului combustibil-aer la

începutul arderii, prin intermediul proceselor admisiei şi comprimării.

Prin mărirea presiunii iniţialepv se scurtează primele două perioade ale procesului arderii ( < P \ şi

<p2), insă aceasta favorizează apariţia detonaţiei, ceea ce limitează aplicarea supraalimentării la MAS.Creşterea temperaturii iniţiale Tq determină o creştere proporţională a temperaturii în momentul

producerii scânteii electrice. La ceilalţi factori constanţi creşterea tem peraturii conduce la prelungirea primei perioade y?} şi a celei principale^) Aceasta ** sc explică prin creşterea viscozităţii gazelor cu temperatura care conduce la reducerea .turbulenţii. Aşa cum s-a arătat (paragraful 2.2.1) creşterea temperaturii iniţiale are ca m7rnrre-sT reducerea coeficientului de umplere. Aceste două efecte se manifestă prin reducerea puterii şi economicităţii motorului, precum şi prin accentuarea tendinţei dc ardere detonantă.

Dozajul, respectiv proporţia combustibilului in amestec cu aerul d, sau coeficientul de exces dc aer A , influenţează sensibil durata primelor două perioade ale arderii (fig. 2.52), precum şi puterea, respectiv economicitatea motorului.

Dozajul optim şi emisia de poluanţi depind foarte mult şi de natura combusiibilu- . lui, în figura 2.53 se redă influenţa dozajului asupra randamentului indicat şi asupra emisiei de oxid de azot, pentru un motor funcţionând cu metanol comparativ cu benzina, de unde se observă avantajul metanolului.

In cazul injecţiei de benzină, injecţia mixtă în galeria dc admisie şi direct în camera de ardere este favorabilă din punct de vedere al economicităţii şi (fig. 2.54,a) într-o gamă mai largă de variaţie a dozajului ( A = 1,15... 2) comparativ cu MAS clasic. Când injecţia are loc fie în galeria de admisie (fig. 2.54, b) fie direct în camera de ardere, emisia dc poluanţi este redusă într-o gamă mai restrânsă de variaţie a dozajului (A = 1,2... 1,4).

2 4 2

La anumite dozaje pot apărea rateuri (zgomote sub forma de explozie) care se produc în carburator sau in colectorul de evacuare. Rateurile din carburator sc produc la amestecuri foarte sărace, când arderea sc prelungeşte mult in destindere, iar în perioa-

*) Peroxizii sunt substanţe bogate în oxigen formate prin asocierea unei molecule dc ()2 pc legătura a-lomilor dc carbon sau pe

legătura celor dc oxigen.

62

putere I rnQximâXp

Fig. 2.52. Influenţa coeficientului de exces de aer (dozajului) asupra

unor parametrii principali ai motorului Pe ţi ce precum şl

asupra perioadelor de ardere l + p2-

Fig. 2.53. Variaţia oxidului de azot şi randamentului indicat

în funcţie de coeficientul de exces de aer (dozaj), pentru

benzina şl metanol.

da deschiderii supapelor flacăra pătrunde în colectorul de admisie aprinzând amestecul proaspăt.Rateurile în colectorul de evacuare sunt provocate de amestecuri bogate. In acest caz produsele

arderii incomplete, când ajung în contact cu aerul din colectorul de evacuare, se aprind exploziv.încercările experimentale arată că la dozaje bogate, apropiate de dozajul de putere maximă,

apare intensitatea detonaţiei (ID) maximă. Tot la aceste dozaje este şi tendinţa maximă de prea prinderi secundare.

Rezultă deci că funcţionarea la dozaje cu A = 1,05 ... 1,15 este cea mai recomandată. Nici funcţionarea la dozaje prea sărace nu este recomandată, deoarece creşte uzura motorului (ciclurile

244

['RACI

------------Imetanolbenzină

0,8

1,0

12 H

16

funcţionale se realizează în condiţii nefavorabile, crescând durata de ardere, flacăra vine în contact cu pelicula de ulei de pe oglinda cilindrului), ca urmare a unui regim termic mai ridicat a pieselor motorului.

Avansul la producerea scânteii electrice are o influenţă sensibilă asupra procesului de ardere şi a diagramei indicate. Avansul optim duce la obţinerea unei diagrame in-

\

«a

ctie lena

\ MAS ,ClQ5

ic ItITEIra c .ard

!* :re _

1i

—1\

- . —

\i

1 1\ \f 1

\J % h\ ----Crrfrl

NO i

'----------1

"cîT

246

E

D Z

Fig. 2.54. Influenţa dozajului asupra emisiei de poluanţi în cazul injecţiei de benzină la MAS,

comparativ cu MAS clasic.dicatc cu suprafaţă maximă

(lucru mecanic maxim),

respectiv la putere şi

economicitate maxime (fig.

2.55).

Avansul optim se rea-

lizează când faza principală

de ardere <p2 se plasează

simetric faţă de pms (fig.2.55,

b), deoarece în acest caz se

obţine o durată minimă a

arderii.

Durabilitatea motorului

este, de asemenea,

Fig. 2.55. Innuenţa unghiului de avans

la producerea scânteii electrice asupra

parametrilor principali (a) ai motorului

şi asupra diagramei indicate (b).

influenţată de unghiul de avans. O valoarea a avansului mai mică decât cea optimă conduce la o

uzură mai intensă a cilindrului şi pistonului, deoarece deplasarea arderii în detentă măreşte timpul

de contact al flăcării cu cilindrul, ridicând nyvelul regimului termic al motorului. La o valoarea

mai mare a avansului decât cea optimă au loc solicitări termomecanice mari ale pieselor motorului

din cauza presiunii maxime

şi a vitezei de creştere a presiunii |^rj ■ Odată cu mărirea unghiului de avans se accentuează şi

tendinţa spre detonaţie, ca urmare a faptului că în amestecul final se crează condiţii mai bune

pentru formarea peroxizilor (nucleelor de flacără secundare).

Turaţia n influenţează durata arderii exprimată în °RAC, conform relaţiei:

<p = 6 n r, (2.28)

în care: X este timpul, în secunde. ^ iT~

Din figura 2.56 se observă că pri- |"pţAţ;]| |^ \t \iP

mele două perioade ale arderii T \ şi T i exprimate

în secunde se reduc cu creşterea turaţiei, deşi

porţiunea din ciciui funcţional (<p\ + <pz) afectată

arderii creşte, rezultă deci că la fis = ct. o dată cu

mărirea turaţiei arderea se prelungeşte în destindere

(fig. 2.57, a). Remediul constă în modificarea

unghiului de avans 6 S, astfel încât la fiecare turaţie

să se obţină diagrame indicate de suprafaţă

maximă, pe cât posibil suprapuse (fig. 2.57, b).

Regla rea sc realizează prin intermediul u nor

dispozitive centrifugale automate, care măresc

avansul cu creşterea tu raţiei^

248

40 20 pms 20 40 BOfTUACl 40 20 pm5 20 40 60 ■fTRAC]

Fig. 2.57. Modificarea diagramei indicate cu mărirea turaţiei la un unghi de avans Bs=ct

(a) şi în cazul unul unghi de avans variabil BB2 > Bsl (b).

M.—1><"v.

300 600 900 12D0 1500 n(roVrmnI Fig. 2.56. Influenţa turaţiei asupra primelor două perioade ale arderii.

Sarcina, care la MAS sc reglează prinobturator (clapeta de acceleraţie), influenţează de asemenea arderea. Reducerea sarcinii*) conduce la creşterea peiroadelor de ardere (Pî +îp2(fig.238).

249

n - ; ÎOOO

-ot/m ,n

000

10 20 30 iO 50 60 70 80 90 100 i%

Fig. 2.58. InHuenla sarcinii asupra perioadelor de ardere

<Pl + f i

Mărirea duratei arderii se reflectă In micşorarea randamentului indicat al motorului.

Prin mărirea unghiului de avans la producerea scânteii electrice, o dată cu reducerea sarcinii, astfel încât perioada principală a I arderii (<p2) să înceapă întotdeauna într-un mo-ment optim, are ca urmare îmbunătăţirea funcţionării motorului la sarcini reduse.

250

fRACl

60

50

40

30

La mărirea sarcinii, în faţa frontului de flacără se crează condiţii pentru concentrarea peroxizilor şi iniţierea arderii detonante, efect care-1 depăşeşte pe acela al micşorării duratei propagării flăcării (la o turaţie constantă, conform figurii 2.58 şi relaţiei (2.28)):

Rezultă că funcţionarea cu detonaţie este mai accentuată la deschiderea completă a clapetei de acceleraţie (sarcina maximă) şi turaţii scăzute. Alegerea combustibilului (considerând că ceilalţi factori sunt optimi) trebuie astfel făcută încât să se evite apariţia detonaţici la regimurile menţionate.

Regimul termic al motorului favorizează arderea anormală (detonantă şi cu aprinderi secundare). Utilizarea unor soluţii dc răcire eficace a camerei de ardere conduce la atenuarea acestor efecte.

Natura combustibilului influenţează durata arderii prin compoziţia chimică şi viteza de reacţie.Principalul criteriu pentru alegerea unui combustibil este capacitatea antideto-nantă a lui,

exprimată prin cifra octanică CO**) (procentul în volume de izooctan într-un amestec etalon, format din izooctan şi normal-heptan care arc aceeaşi sensibilitate la detonaţie ca şi combustibilul dat).

Cifra octanică a benzinei se ridică prin aditivi. Cel mai folosit aditiv este ieiraetilul dc plumb (TEP) care adăugat în cantităţi mici (2... 4 ml TEP/litru de benzină sporeşte CO cu 10 ... 20 unităţi. TEP-ul fiind foarte toxic se impune ca benzinele aditivate (CO/R98) să fie colorate, pentru a se deosebi şi a fi manipulate cu atenţie.

In urma analizei factorilor de influenţă asupra arderii în MAS rezultă următoarele posibilităţi practice de realizare a arderii normale: folosirea benzinei recomandate de firma constructoare şi filtrarea corespunzătoare a acesteia; reglarea corectă a selectorului octanic în funcţie de calitatea benzinei şi asigurarea funcţionării corecte a dispozitivului cen

251

*) Sarcina este exprimată prin coeficientul dc sarcină, (v. cap. 1).

**) l'cntru izooctan se admite că are CO = 100, iar normal-heptanul CO = 0. în STAS 176-80 se indică proprietăţile benzinelor

fabricate în România. Mai mult se utilizează benzinele CO/R 90 ţi CO/R 98 (după metoda rescarch).

trifugal pentru reglarea avansului; alegerea corectă a bujiilor şi menţinerea acestora în perfectă stare de funcţionare; reducerea sarcinii sau mărirea turaţiei motorului, prin alegerea corespunzătoare a treptelor de viteze; întreţinerea corectă a sistemului de răcire (calitatea corespunzătoare a lichidului şi evitarea formării depunerilor); revizii şi întreţi-^ neri periodice conform prescripţiilor tehnice date de uzina constructoare.

2.2.3.3. Arderea în motorul cu aprindere prin compresie. La MAC apar perticula-rităji esenţiale faţă de MAS datorită formării amestecului, autoaprinderii şi arderii.

Formarea amestecului la MAC începe o dată cu injecţia combustibilului (punctul i), cu avansul la injecţie J3j (fig. 2.59) şi durează până la sfârşitul arderii (punctul z). Injecţia combustibilului trebuie să se termine când presiunea din cilindru atinge valoarea maximă.

1

t ■» yTc

\ f\ \

\

3 \

P \ ------^ < f ["RAC]

Fig. 2.59. Diagrama indicată a unui MAC şi variaţia temperaturii aerului din cilindru şi

temperaturii de au toa pri lidere a combustibilului Taa.

Pentru a facilita autoaprinderca combustibilului temperatura aerului din cilindru TcA în momentul începerii injecţiei trebuie să fie mai mare cu cel puţin 40°C decât temperatura de autoaprinderc a compbustibilului Taag.

Din corelarea foto în regi st rarilor (schematizate), obţinute prin cinematografiere rapidă, cu diagrama indicată (fig. 2.60) se pot observa diferite stadii prin care trece formarea amestecului, precum şi celelalte fenomene. Astfel, înainte de punctul i, când în cilindru există aer şi gaze reziduale (dc la ciclul precedent), apare o imagine uniformă. In punctul i începe injecţia combustibilului (se consideră un injector care asigură patru jeturi de combustibil), iar pe traseul i-c are loc apariţia simultană a mai multor nuclee dc flacără, spre deosebire de MAS, unde aprinderea

252

5C

9C0

700

500

U

D

30

20

'C pms 15 30

începe cu un singur nucleu de flacără (scânteia electrică produsă de bujie). După punctul c arderea cuprinde rapid întreaga cameră de ardere, presiunea şi temperatura crescând brusc. Deoarece injecţia se termină numai în punctul y' arderea continuă şi în destindere, până în punctul 7. (sau până la z', când se consideră postarderea).

La baza fenomenelor care au loc în timpul formării amestecului şi arderii se deosebesc patru perioade.

Oprimă perioadă este perioada întârzierii la autoaprindere <p^, care începe in punctul i (momentul începerii injecţiei) şi durează până în punctul c (momentul desprinderii curbelor de variaţie a presiunii fără ardere şi cu ardere). în ciclul cu ardere creşterea presiunii este frânată datorită injecţiei combustibilului, comparativ cu ciclul fără ardere.

In perioada întârzierii la autoaprindere combustibilul suferă transformări de natură fizică (pulverizarea, vaporizarea şi amestecarea combustibilului cu aerul) şi chimică (reacţii de oxidare prealabilă a combustibilului).

Perioada a doua, numită perioada arderii rapide <p2, care urmează autoaprinderii

şi durează până în punctul y, este caracterizată prin dezvoltarea rapidă a arderii în întreaga

cameră de ardere şi degajarea unei cantităţi importante de căldură într-un interval de timp

redus, ceea ce explică creşterea rapidă a presiunii şi temperaturii. Viteza mare de creştere a

presiunii conduce la un mers trepidant al motorului, însoţit

de zgomote şi uzuri accentuate (se manifestă similar cu arderea detonantă în MAS, în acest caz fiind denumită uneori detonaţie diesel).

253

Viteza de creştere a presiunii depinde de durata primei perioade, respectiv de cantitatea de combustibil existentă în camera de ardere în momentul aprinderii. In cazul unei durate mari a întârzierii la autoaprindere sau la începerea cu viteză ridicată a injecţiei combustibilului, fracţiunea de combustibil care arde în perioada arderii rapide creşte considerabil. Rezultă deci necesitatea corelării legii de injecţie (modul de variaţie a cantităţii de combustibil injectate în funcţie de °RAC), astfel încât cantitatea de combustibil acumulată în cilindru la începutul perioadei a doua să fie optimă.

Următoarea perioadă a arderii este perioada arderii progresive <p3 (y-z), care se ca-

racterizează printr-o variaţie relativ redusă a presiunii.Variaţia moderată a presiunii pe traseul y-z se explică prin aportul mai redus al căldurii

degajate şi prin mărirea volumului camerei de ardere la deplasarea pistonului către pmi.

Arderea în această perioadă are un caracter difuziv (viteza de formare a amestecului este preponderentă în raport cu viteza reacţiilor chimice), dovadă a acestui caracter fiind prezenţa funinginii în zonele de concentraţie ridicată de combustibil.

Formarea funinginii se datoreşte deci nu lipsei de oxigen, ci imperfecţiunii formării amestecului (sunt zone în camera de ardere unde apar concentraţii prea mari de combustibil, iar în alte zone oxigenul rămâne neutilizat).

Căile principale pentru reducerea formării funinginii sau fumului la evacuare (care nu este altceva decât funingine, particule de carbon rămase nearse) sunt mărirea coeficientului de exces de aer laĂ = 1,3... 1,7 şi intensificarea mişcării dirijate a gazelor în cilindru.

Ultima perioadă a arderii, postarderea tp4 sau arderea întârziată, durează după punctul z până când reacţiile de ardere încetează datorită efectului scăderii temperaturii, în această perioadă imperfecţiunea formării amestecului se accentuează, astfel că ultima parte a combustibilului injectat arde într-o măsură tot mai mare sub formă de funingine, arderea având deci tot un caracter difuziv.

O postardere prelungită, chiar dacă asigură arderea completă a combustibilului, nu este recomandată, deoarece conduce la reducerea randamentului.

Analiza proceselor funcţionale din MAC arată că în perioada arderii rapide sunt preponderente procesele de oxîdare, iar în perioada arderii progresive şi postarderii acţionează mai mult caracterul difuziv al arderii.

Reducerea ultimei perioade a arderii este avantajoasă din punct de vedere al randamentului şi al reducerii fumului la evacuare, însă este însoţită de o funcţionare dură a motorului şi o mărire a solicitărilor termomecanice.

Perfecţionarea MAC este dependentă într-o măsură hotărâtoare de optimizarea procesului arderii, care în esenţă presupune realizarea unui amestec cât mai omogen pentru toate perioadele de ardere.

Analiza factorilor de influenţă asupra arderii in MAC va evidenţia unele posibi lităţi practice de realizare a motoarelor şi exploatarea acestora cât mai economică şi mai de lungă durată.

Influenţa unor factori asupra arderii în MAC

a. Influenţa factorilor constructiviRaportul de compresie e constituie o modalitate eficientă de influenţare a perioadei de întârziere

la autoaprindere. La creşterea lui £ se micşorează întârzierea la auto-aprindere, datorită măririi presiunii şi temperaturii, motorul funcţionând mai liniştit

254

(se reduce viteza de creştere a presiunii ).

Influenţa raportului de compresie asupra întârzierii la autoaprindere (rîa- durata

întârzierii la autoaprindere, în secunde) asupra presiunii şi a temperaturii la sfârşitul comprimării este redată in figura 2.61.

Cu cât £ este mai.ridicat rîa este mai redus, motorul porneşte mai uşor, funcţionează mai liniştit

şi mai economic.

Creşterea E este limitată de nivelul solicitărilor termomecanice (£ = 16... 22).

Caracteristicile injecţiei (diametrul orificiilor injectorului, presiunea şi legea de injecţie) influenţează durata întârzierii la autoaprindere precum şi durata totală a desfăşurării arderii. Creşterea fineţii de pulverizare prin mărirea presiunii de injecţie până la o anumită limită conduce la reducerea întârzierii la autoaprindere. Acelaşi efect îl are şi reducerea diametrului orificiilor de la pulverizator.

Legea dc injecţie, deşi nu afectează întârzierea la autoaprindere, totuşi pentru o durată determinată a acesteia, influenţează considerabil perioadele de ardere rapidă, progresivă şi postarderea (fig. 2.62). Prin injectarea unei cantităţi mai mari de combustibil qt (legea 1), în perioada întârzierii la autoaprindere are loc o ardere mai

i n i ensă, cu o viteză de creştere a presiunii mai mare decât în cazul legii de injecţie 2.

Pentru funcţionarea liniştită a motorului se recomandă legile de injecţie după care se injectează cantităţi reduse de combustibil la început (curba 2). Pe de altă parte, injectarea unor cantităţi mari de combustibil la sfârşitul injecţiei trebuie evitată, deoarece conduce la prelungirea postarderii cu efectele ei negative (economicitate redusă cu fum la evacuare).

255

Fig. 2.61. Influenta raportului de compresie asu- Fig. 2.62. Influenţa legii de injecţie

pra unor parametri principali aicombustibilului asupraprocesului de ardere la un MAC. diagramei indicate.

Arhitectura camerei de ardere, prin faptul că influenţează în mod hotărâtor procesul arderii în MAC, a fost şi este foarte mult studiată, deoarece se pare că mai există încă rezerve de perfecţionare în această direcţie.

Se deosebesc două grupe mari de camere de ardere: nedivizate (unitare sau cu injecţie directă) şi divizate (împărţite).

Camerele de ardere nedivizate (unitare) sunt caracteristice motoarelor cu injecţie directă. Ele sunt formate dintr-un compartiment unic, cuprins între chiulasa, capul pistonului şi pereţii cilindrului. Câteva forme principale de camere de ardere unitare sunt redate figura 2.63 care datorită prezenţei pragurilor de turbulenţă amplifică mişcarea gazelor spre sfârşitul cursei de comprimare. Soluţia redată în figura 2.63 a se aplică la motoarele D-110, D-115, D-121 etc, fabricate în ţara nosatră, cea redată în figura 2.63 b este o cameră de ardere tip Saurel, iar cea din figura 2.63 c, o cameră de ardere sferică, care constituie modelul camerelor de ardere aplicate la motoarele monta te pe autocamioanele româneşti ROMAN DIESEL şi DAC. Aceste tipuri de camere de ardere, la care se aplică procedeul de ardere M (elaborat de J.S. Meurer), îmbină economicitatea ridicată a camerelor unitare cu funcţionare liniştită (asigurată de procesul carburaţiei de suprafaţă). Conform procedeului de ardere M, combustibilul se injectează tangenţial la cameră, ajungând pc peretele camerei de ardere, de unde acrul îl antrenează formându-se astfel o peliculă de combustibil ce este vaporizatâ dirijat prin controlarea temperaturii pistonului şi menţinerea acesteia in zona respectivă la o valoare de circa 340°C. Prin injectarea unui jet de combustibil (circa 5% din cantitatea de combustibil injectată pe ciclu), fin pulverizat în interiorul camerei de ardere, care se autoaprinde, se asigură în continuare arderea combustibilului vaporizat de pe peretele camerei de ardere. Aceste camere de ardere se caracterizează printr-o viteză de ardere moderată, fum redus la evacuare şi posibilitatea arderii unui sort variat dc combustibili. Pol funcţiona cu exces de aer redus (A = 1,3), ceea ce asigură un consum specific efectiv de combustibil mai redus cu circa 15... 25% faţă dc alte procedee. Unele dificultăţi se referă la asigurarea temperaturii optime a pistonului la toate re-gimurile şi pornirea mai dificilă a lor comparativ cu motoarele cu injecţie directă clasice.

256

turbulentăFig. 2.63. Schema unor camere de ardere pentru MAC cu injecţie directă.

806040 20 20 40 60 80 f !RAC) -30-2TH0 I 10 203fffrRAC]pms pmsFig. 2.64. Schema unor camere de ardere pentru MAC cu

injecţie indirectă şt variaţia presiunii in camerele de ardere.

Camerele de ardere divizate. Mai utilizate sunt cele cu cameră de vârtej (fig. 2.64,a şi c) şi cu cameră dc preardere (fig. 2.64,b).

257

Seg im

Fig. 2.66. Injecţia pilot (Pintaux).

rot/min

& V

/ /

f 8j /

j j7 * f J 5 P e

Fig. 2.65. Influenţa directivi jetului de combustibil asupra

consumului specific e-fecllv de combustibil pentru o cameră de

ardere cu vârtej.

Influenţa direcţiei jetului de combustibil în camera de vârtej şi formei pistonului asupra performanţelor motorului este redată în figura 2.65, de unde rezultă avantajul injecţiei în sensul curentului de aer (varianta C) şi a pistoane-lor profilate.

Injecţia pilot specifică pulverizatoarelor Pintaux (fig 2.66,a) se desfăşoară în două etape, în prima etapă, prin orificiul lateral 1 se injectează o cantitate mică de combustibil (numită pilot de combustibil, care asigură autoaprinde-rea). în etapa a doua se injectează restul cantităţii de combustibil, care creşte o dată cu turaţia, în timp ce pilotul de combustibil scade (fig. 2.66,b şi 2.66 c). Caracteristica de debit rezultă din figura 2.66,d.

MAC cu camere de ardere nedivizate (cu injecţie directă) asigură o economicitate, exprimată

prin consumul specific efectiv de combustibil ce de ordinul 210 ... 245 g/kWh, mai ridicată comparativ cu camerele de ardere separate de vârtej sau prear-dere, care asigură 240... 285 g/kWh.

Un dezavantaj al camerelor de ardere nedivizate îl constituie înrăutăţirea economicităţii odată cu creşterea turaţiei, ceea ce limitează turaţiile nominale la aceste motoare la valori ni < 4000 rot/min, în timp ce la camerele de ardere separate unde economicitatea este mai puţin influenţată de turaţie se pot alege turaţii nominale n2 > 4000 rot/min (fig.2.67).

258

5,64,22,8

325

285

245

rt,

"2Fig. 2.67. Variaţia principială a consumului specific efectiv de

combustibil, tn funcţie de turaţie, pentru MAC cu camere nedivizate (injecţie directă) si divizate (injecţie indirecta).

% i^in

T

/^toptFig. 2.68. Innuenţa unghiului de avans la injecţie asupra unor parametri principali ai motorului.

b. Influenţa factorilor de exploatarePresiunea şi temperatura la începutul arderii depind foarte mult de valorile iniţiale (la admisie)

ale acestor mărimi. O dată cu creşterea presiunii la admisie întârzierea la autoaprindere se micşoarează (aspect evidenţiat la motoarele supraalimentate). O temperatură de admisie scăzută (motor rece) conduce la pierderi de căldură mari, respectiv la o temperatură insuficientă a aerului în vederea asigurării autoaprinderiî combustibilului injectat în cilindri. Remediile pot fi: utilizarea termoinjectoarelor, a dispozitivelor speciale cu combustibili uşor volatili (start Pilot), bujiile cu incandescenţă sau încălzirea iniţială a fluidului de răcire.

Avansul la injecţie trebuie astfel ales încât să se asigure o putere şi o economicitatemaxime (fig. 2.68). Influenţa unghiului de avans la injecţie asupra întârzierii la auto-aprindere, asupra presiunii maxime la sfârşitul arderii şi asupra presiunii medii efec-tive se evidenţiază în figura 2.69. „ i , ,curt» de variaţie

Fig. 2.69. Influenţa unghiului de avans la injecţie asupra

presiunii maxime pmax clin diagrama indicată, presiunii

medii efective pe şi întârzierii la autoaprindere ip\& = <p\.

Influenţa avansului la injecţie pentru două arhitecturi ale camerei de ardere a motorului cu injecţie directă asupra emisiilor poluante şi consumului specific de combustibil este redată în figura 2.70. Se observă că pentru camera de ardere 2 emisia de poluanţi şi Cj sunt puţin influenţate de avansul la injecţie, cu excepţia oxizilor de azot care au acelaşi caracter de variaţie pentru ambele camere de ardere.

Turaţia influenţează procesul de ardere în special prin intermediul perioadei de întârziere Ia autoaprindere ((p^ = y)îa = 6 n Tîa). Pentru MAC cu injecţie directă, la

creşterea turaţiei are loc creşterea duratei (p*]3 [°RAC], deoarece creşterea turaţiei nu compensează

reducerea duratei în secunde a autoaprinderii Tîa (fig.2.71). Creşterea turaţiei afectează şi celelalte

faze ale arderii, in special arderea difuzfvă, a cărei durată se măreşte, iar randamentul termic scade.

Aceasta este o cauză principală a limitării turaţiei la MAC cu injecţie directă la valori de 2200...

4000 rot/min.

La MAC cu injecţie indirectă prezenţa unei turbulenţe intense are ca efect reducerea perioadei

de întârziere la autoaprindere tpla dc la o anumită turaţie, ceea ce permite realizarea unor motoare cu

turaţii chiar peste 4000 rot/min.Sarcina şi dozajul. La MAC modificarea sarcinii se ralizează prin reglarea cantităţii de

combustibil injectată, ca urmare se modifică compoziţia amestecului (dozajul exprimat prin valoarea coeficientului de exces de aer).

Fig. 2.70. Influenţa unghiului de avans la injecţie asupra emisiilor

poluante NOx şi CmHn, consumului specific indicat de combustibil

şi opacităţii gazelor (in unităţi Bosch) peniru două arhitecturi ale

camerei de ardere.

262

1 —v —■

2 -

—

w—

16

N O 2500

1500rppml

500 /\ / f

>ii i

cy Bl

J s °7. î

600 1000 K00 nlrot/min]

Fig. 2.71. Influenţa turaţiei asupra perioadei de

întârziere la autoaprindere.

263

350 300

IUBI

ffc fRACl

2U

22

20

18

+ 2

Figura 2.72 redă variaţia unor mărimi caracteristice ale procesului arderii în funcţie dc sarcină, de unde se observă că temperatura aerului în momentul începerii injecţiei T c scade la reducerea sarcinii (se reduce regimul termic al motorului, respectiv cantitatea de căldură produsă pe ciclu), iar durata întârzierii la autoaprindere ţpîa creşte. La reducerea sarcinii (reducerea cantităţii de combustibil injectat pe ciclu

Apjnj) coeficientul X creşte (dozajul devine mai sărac), având loc o ardere mai completă, însoţită de creşterea randamentului indicat r/j şi o scădere a presiunii medii indicate p;. Reducerea dozei de combustibil injectat pe ciclu la reducerea sarcinii presupune micşorarea unghiului de avans la injecţie (ceea ce se poate realiza la pompele de injecţie cu distribuitor rotativ).

Performanţele obţinute cu o cameră de ardere Ricardo Cornet MK, în cazul funcţionării cu motorină (ciclul MAC), benzină (ciclul MAS) şi cu amestec de motorină cu benzină sunt redate în figura 2.73. Se relevă comportarea favorabilă, în toată gama de sarcini, a motorului funcţionând cu motorină şi mai puţin favorabilă în celelalte două cazuri, în special în cazul funcţionării cu benzină, când consumul specific indicat de combustibil precum şi emisiile poluante sunt sensibil mai mari.

în urma analizei factorilor de influenţă asupra arderii la MAC se desprind următoarele concluzii practice: MAC cu injecţie directă la care este mai dezvoltată arderea rapidă, manifestată la exterior printr-o funcţionare mai dură şi trepidantă, se utilizează la tractoare şi autocamioane, iar MAC cu camere divizate, care asigură o ardere mai lentă, cu funcţionare mai liniştită, se recomandă la automobile uşoare.

264

Ol Ci 1 ţi X di cate asupra emisiilor poluante şl

consumului specific indicai de

Fig. 2.72. Influenţa sarcinii asupra unor mărimi combustibil, pentru o cameră de ar-

ca fac teri.-:ti ce ale procesului arderii la un MAC; dere Rlcardo Cornet MK,

Vin ■ durata injecţiei.

2.2.3.4. Calculul procesului de ardere. Pentru calcul se recomandă ca model ciclul de referinţă al MAC (fig. 2.74, a) care poate fi completat cu porţiunea z-u, ce caracterizează postarderea.

Ca ipoteze, pe lângă schematizarea arderii conform modelelor amintite, se mai admit: variaţia căldurilor specifice cu temperatura, variaţia compoziţiei chimice a fluidului motor şi pierderile de căldură prin pereţi.

Ecuaţiile care se propun a se stabili au la bază ideea corelării căldurii dezvoltate în timpul arderii vizibile (c-y-z) şi postarderii ţz-u) cu parametrii fluidului motor şi ai ciclului.

265

a .Fig. 2.74. Model de calcul a procesului arderii, pentru MAC.

Ecuaţia de bază care stă la baza calculului arderii este ecuaţia bilanţului energetic, care pentru modelul de calcul admis (v. fig. 2.74, b) este:

£Qj = AUCU + (2.29)

Coeficientul £ ţine seama de pierderile prin pereţi (£ = 0,8 ... 0,92), fiind numit coeficient de utilizare a căldurii.

Căldura disponibilă în timpul arderii vizibile Qp şi Qv şi postarderii QT este:

Qi = QP + Qv + QTkg comb.

Variaţia energiei interne pe evoluţia c-u este:

AUCU = AUcz + AUZU = AUcz,

(A Uzu = 0, evoluţia z-u fiind izotermă). Lucrul mecanic,

Leu = L^y "T" Ly7 4" L^u = Lyz 4" L71), (2,32)

(Lpy = 0, evoluţia c-y fiind o izocoră).Presupunând că arderea se termină în punctul z, ecuaţia bilanţului energetic devine (v. fig. 2.74,

a):

£Qi = Uz - Uc + Lyz, (2.33)

Calculul se dezvoltă pentru un kilogram de combustibil, pentru care se cunosc: compoziţia elementară c+h4-o = 1 kg; cantitatea corespunzătoare de aer A-Lmiri şi puterea calorifică inferioară Qj. Se notează cu Nj numărul de kilomoli de fluid motor proaspăt; N2-numărul de kilomoli rezultaţi

266

(2.3

0)

(2.3

p

prin ardere; yrNl - numărul de kilomoli de gaze reziduale; UMz şi UMc - energiile interne molare ale fluidului motor în punctele z şi c; IMz - entalpia molară în punctul z, iar cu p, V şi T - presiunea, volumul şi temperatura în punctele c, y şi z.

Ecuaţia (2.33) devine:

£Qi = (N2 + yrNOUM,- N.(l + yr)UMc + (pzVz - pzVy), (2.34)

sau

267

£Qi 4- (1+ yr)UMc + pzVy =- (N2 + yrNOUM, + p7yz (2.35)

268

Deoarece:

(N2 + V^Um, + (N2 + frNi)RTz + (N2 + yrNîXUM, + RT^ =

=(N2 + yrNi)iMz

pzVy =?rpcVcN1(l-l-yr)RTc, unde: 71 este raportul de creştere a

presiunii în timpul arderii izocore 71 =

împărţind ecuaţia (2.35) cu (N2 + yrN,) şi ţinând seama de relaţiile (2.36) şi (2.37) se obţine:

269

(2.3

6)

(2.3

Pz

UMC JTRT C

Ml + >"r)Ni fi(2.38)

270

Cu

271

Fig. 2.75. Variaţia entalpiel Iyiz în funcţie de temperatura Tx, pentru diferiţi coeficienţi de

exces de aer A.

fi =

Ni( l + y r ) '

s-a notat raportul dintre numărul , de kilomoli de gaze rezultate prin ardere (în punctul z) şi numărul de 'Mz kilomoli la începutul arderii (punctul c), fiind numit coeficient de variaţie moleculară.

Ecuaţia (2.38) se rezolvă alegând valoarea

coeficienţilor £ şi te (1,4 ... 2) şi cunoscând

mărimile Qj, Umc Şi Tc se obţine valoarea Imz.

Valoarea temperaturii Tz rezultă din grafice de

forma Imz - Tz (fig.2.75).

Ecuaţia fiind o ecuaţie de gradul doi poate

fi rezolvată şi prin încercări succesive

(deoarece Imz = CmzXj, iar Cmz = a + bTz).

Calculul arderii pentru ciclul de referinţă al

unui MAS, al cărui model este redat în figura

2.76, se face tot pe baza ecuaţiei (2.33), care

devine:

£Qi> = Uz-Uc, (2.39)

unde: Q', = Qj în cazul arderii complete (A> 1) şi Q'j = Qj -AQj în cazul arderii incomplete (A < 1), AQj fiind o fracţiune din puterea calorifică a combustibilului corespunzătoare arderii incomplete.

Făcând înlocuirile în ecuaţia (2.39) se obţine:

272

N2 + yrNi

+_Mc _ ^

f i ( l + 7 r )Nl fi

care poate fi rezolvată prin încercări succesive

(2.40)

273

Presiunea la sfârşitul arderii sc calculează prin intermediul ecuaţiilor de stare scrise pentru punctele c şi z.

Limitele între care variază temperatura şi presiunea la sfârşitul arderii sunt redate în tabelul 2.10.

O problemă importantă o constituie optimizarea parametrilor la sfârşitul arderii, astfel încât să se evite apariţia unor solicitări mecanice şi termice periculoase. In acest sens, se impune limitarea presiunii maxime pz şi a temperaturii Tz.

Tabelul 2.10

274

Fig. 2.77. Reprezentarea procesului destinderii In

diagrama indicată şi modelul de calcul al parametrilor la

sfârşitul destinderii.

2.2.4.1. Scopul, desfăşurarea şi calculul procesului de destindere. Teoretic, destinderea sc numeşte timp motor şi corespunde cu deplasarea pistonului între pms şi pmi.

Adoptând principiul că procesul de destindere are ca scop cedarea energiei fluidului motor către piston, se poate considera şi real că destinderea durează din pms până în pmi.

Din punct de vedere al studierii proceselor de lucru, apare mai convenabil a considera că destinderea durează din momentul în care presiunea din cilindru are valoarea maximă la MAS sau din momentul terminării injecţiei la MAC şi se termină la deschiderea organelor de evacuare (fig. 2.77).

Temperatura ridicată a gazelor face ca destinderea să decurgă în condiţiile unei cedări intense a căldurii către pereţi.

Valoarea redusă a exponentului politropic mediu nQ, comparativ cu expo-

275

ParametrulMASMACCoeficientul $ Coeficientul 71 Temperatura maximă, tn K Presiunea maximă, în

daN/cm20,85... 0,95 2,85 ... 4,50 2400... 2900 35 ... 500,75... 0,90 1,4... 2,81800... 2400 45 ... 80

Fig. 2.76. Model de calcul a procesului V arderii, pentru MAS.

Limitele de variaţie a unor parametri pentru procesul de ardere

2.2.4. Procesul de destindere

1 pms " "pmi v

ncniul adiabatic %ă, la începutul destinderii sc explică prin faptul că pe această porţiune a destinderii aportul de căldură prin ardere depăşeşte pierderea de căldură prin transfer către peren şî echivalentul în căldură a lucrului mecanic produs prin destinderea fluidului motor.

Calculul parametrilor la sfârşitul destinderii se face admiţând că destinderea decurge politropic cu exponent politropic nd constant. în acest caz se pot aplica relaţiile:

pVn« = ct şi TVn" " 1 = ct, (2.41)

Astfel, presiunea şi temperatura la sfârşitul cursei destinderii (punctul b*) sunt:

276

Pb' = Pz (2.42)

277

Tb' = ^ (2.43)

278

Mărimile pb, =pbşiTb. =Tb. Limitele de variaţie ale presiunii şi temperaturii la sfârşitul destinderii sunt

redate in tabelul 2.11.

Tabelul 2 11

IJmilele de variaţie a unor parametri ia sfârşitul destinderii

Parametrul MAS MAC

Presiunea, în daN/cm2

(Temperatura, în K3 ...5 120(1...

16002... 4

900... 12.

2.2.4.2. Influenţa unor factori asupra destinderii. în acest caz diferitele influenţe se referă la schimbul de căldură între fluidul motor şi pcrcţi(carc sunt direct legate de eficienţa transformării căldurii în lucru mecanic), ca atare se va analiza modul cum diferiţi factori influenţează exponentul politropic.

Dozajul. La MAS, în cazul unor excese mari de aer (amestecuri sărace) durata arderii se prelungeşte în destindere (datorită frânării reacţiilor), iar exponentul nd scade. La MAC cu camere unitare prin mărirea coeficientului de exces de aer se limitează arderea în destindere, iar nd creşte.

La mărirea turaţiei motorului, ţinând scama de cele două efecte: mărirea duratei arderii în destindere şi reducerea schimbului de căldură cu pereţii, rezultă reducerea exponentului nd.

La micşorarea sarcinii în cazul MAS sc măreşte durata postarderii, ceea ce conduce la micşorarea exponentului n^. La MAC, odată cu reducerea sarcinii şi îmbunătăţirea randamentului termic prin reducerea duratei arderii, are loc reducerea schimbului dc căldură cu pereţii, rezultând în final o modificare neînsemnată a coeficientului nd.

3. INDICII PRINCIPALI AI MOTOARELOR CU ARDEREINTERNĂ

3.1 DIMENSIUNILE FUNDAMENTALE ALE MOTORULUI

Dimensiunile fundamentale ale unui motor sunt alezajul cilindrului D şi cursa pis-

tonului S. Motoarele la care raportul — = 1 se numesc motoare pătrate, cele cu

S S

— < 1 se numesc subpătrate, iar cele la care — > 1 se numesc motoare su-prapătrate.

La MAS este avantajoasă formula motorului subpătrat, care-i conferă o încărcare termică şi a

tendinţă de detonaţie mai redusă, o umplere mai bună a cilindrilor la turaţii ridicate şi o înălţime mai

redusă (aspect important mai ales la autoturisme). Mai trebuie amintită creşterea rigidităţii arborelui

cotit prin reducerea razei r = —, ceea ce contribuie la mărirea durabilităţii.

279

La MAC avantajele amintite sunt de mică importanţă, în schimb cursele scurte prezintă un mare dezavantaj prin creşterea forţei datorită măririi presiunii gazelor, care solicită suplimentar mecanismul motor. Pentru MAC este deci avantajoasă formula motorului suprapătrat.

3.2. INDICII PRINCIPALI AI CICLULUI FUNCŢIONAL(parametrii indicaţi)

Aceşti indici (parametri) se referă la ciclul funcţional real al motorului (diagrama indicată).Diagrama indicată se obţine pe cale experimentală (pentru motoare existente) sau pe cale teoretică

în urma unui calcul termic (pentru motoare în faza de proiectare).Parametrii indicaţi sunt: lucrul mecanic indicat, presiunea medie indicată, puterea indicată,

randamentul indicat şi consumul specific indicat.Lucrul mecanic indicat L; este efectuat în cursul unui ciclu funcţional, obţinându-se prin diferenţa

dintre ariile aj şi a2 (fig. 3.1).

Li = a = ai - a2 (3.1)

280

Presiunea medie indicată reprezintă lucrul

mecanic indicat al unităţii de cilindree:

Li a . rdaN-i L c m 2 J

281

= — m = b m

(3.2)

în care: Vs este cilindreea, în cm3; a - aria diagramei indicate, în mm2, echivalentă cu aria unui dreptunghi de dimensiuni 1 şi b; m - scara presiunilor, în daN/cm2* mm.

Aria diagramei indicate se obţine prin plani-metrare cu planimetrul polar.

Valorile orientative ale presiunii medii indicate sunt redate în tabelul 3.1.

©

282

Fig. 3.1. Diagrama indicată şi modelul de calcul al lucrului

mecanic indicat°l- a 2 [mtif J

283

0 = 0- —

Puterea indicată este raportul dintre lucrul mecanic al ciclului şi timpul X, corespunzător

efectuării unui ciclu funcţional:

Tipul motoruluipi 10 5 [N/m2]MASCombustibil lichidstaţionare şi dc tracţiune6,4-10,8

de avioncu admisiune normală8,8 -10,8

supraalimentat19,6-24,5MACîn patru timpicu admisiune normală6,4-9<8

supraalimentat9,8 -19,6în doi timpicu admisiune normalabaleaj în echicurent6,4-8,8

alte sisteme de baleaj5,4-6,4

supraalimentat9,8 -19,6

Tabelul 3.1Valorile presiunii medii indicate la

regimul nominal

U PrVs

~ X ~ T ■

Pentru un motor în patru timpi cu i cilindri se obţine: P = Pi Vs -

n i pi-Vsni

[kW],

2-60-1000 120000 in care:

pi este în N/m2, Vs în m3 şi n în rot/min.

Randamentul indicat este egal cu raportul dintre lucrul mecanic indicat produs de un motor Lj,în kJ şi cantitatea de căldură consumată în acest scop Q, în kJ:

Lj Li Lt

W - Q - l T q " * ' * '

în care Li este lucrul mecanic al ciclului teoretic; 7 ] I - randamentul relativ (care ţine seama de

pierderile de căldură prin pereţii cilindrului, arderea incompletă a combustibilului etc); T}t -

randamentul termic al ciclului teoretic

Valorile orientative ale randamentului indicat sunt redate în tabelul 3.2.

Tabelul 3.2

Valorile randamentului Indicat la regimul nominal

Tipul motoruluiMAS staţionare, navale, de

tracţiune, de avion0,25-0,35 0,25 - 0,38

MAC" staţionare şi navale în patru timpi în doi timpi

0,45 - 0,52 0,35 - 0,45

de tracţiune 0,35 - 0,45

Consumul specific indicat de combustibil se obţine prin raportul dintre consumul orar de combustibil Ch, în kg/h şi puterea indicată Pj, în kW:

Deoarece 1 kWh = 860 kcal = 3600 J, rezultă:■

860_ r j e g n

* fl-Q L k W h J ' { X >

sau

3600 r kg i

(3.3)

(3.4)

(3.5)

în care Qj e»te puterea calorică inferioară a combustibilului, în kcal/kg, respectiv în kJ/kg. în tabelul 3.3 se redau valorile consumului specific indicat de combustibil.

Tabelul 3.3

Valorile consumului specific indicat de combustibil la regimul nominal

Tipul motorului Cj [ kg/kWhMAS în patru şi doi timpi 0,244 - 0,340MAC în patru timpi

în doi timpi0,163-0,190 0,177 - 0,245

Relaţii de legătură între indicii principali ai ciclului funcţional (parametrii indicati).Pentru a evidenţia influenţa unor factori asupra indicilor principali ai ciclului funcţional

(presiunea medie indicată, puterea indicată, consumul specific indicat şi randamentul indicat) este necesar a exprima aceşti indici în funcţie de factorii de influenţă.

Din relaţiile (3.4) şi (3.6) se obţine:

120000 Ch Pi"

Vs n i C j *

Înlocuind peqdin relaţia (3,7) şi pc

r C a Vs60nipo?/u

unde: A este coeficientul de exces dc aer; L^jn - cantitatea de aer teoretic necesară pentru arderea

unui kilogram de combustibil; Q - cantitatea de aer, în kg/h; V s - cilindreea, în m3; n - turaţia, în

rot/min; i - numărul de cilindri; p a - densitatea aerului la admisie, în kg/m3; r j u - coeficientul de

umplere, se obţine expresia presiunii medii indicate:

_______ Pi _ „ V i r N

t f u P o f [~ 2 ] . (3.8)Fi — "-o T

Pc baza relaţiilor (3.4) şi (3.8) rezultă expresia generală a puterii indicate:

Pi = Ţ-^- y Vs i n 7/u £>0 [kWl. (3.9)

Consumul specific indicat se obţine din relaţiile (3.7) şi (3.8):

« = * pfît^ [&]■ ^precum şi randamentul indicat:

"-^^ <3-n)

în care k0 şi kj sunt constante.Pentru a ilustra influenţa di feriţi lor factori asupra indicilor caracteristici ai ciclului funcţional

se analizează expresia presiunii medii indicate (3.8),

Raportul----------- pentru combustibilii de natură petrolieră variază in limite

min

restrânse (2926... 2967) kJ/kg.O influenţă deosebită asupra presiunii medii indicate o are coeficientul dc umplere r}n şi

densitatea iniţială a fluidului motor proaspătpQ.

La rândul său densitateap0 este influenţată de presiunea p()şi temperatura iniţială T0.

Evidenţierea acestor influenţe se face considerând două stări iniţiale, pentru care p > p0 şi T > T0, iar

presiunile medii corespunzătoare sunt:

Pi = ko V i V u P §* Pio = ko V i a V u o P o unde k0 nu depinde de condiţiile iniţiale. Făcând raportul

Pi _ V i V u PPio V i o V u o P o

O p T0 »i V u A / Tşi ţinând seama că = — (din legea gazului perfect), iar--------------------------------- = V —

P o Po 1 V i o V u o 'o(conform datelor experimentale), sc obţine:

_Pi = _P_\/x(3.12)

Po T0

I

Din relaţia (3.12) rezultă că presiunea medie indicată creşte direct proporţional cu presiunea iniţială şi invers proporţional cu rădăcina pătrată a temperaturii iniţiale.

Influenţa randamentului indicat rj^ şi a coeficientului de exces de aer A se analizează

concomitent. Astfel, la MAS variaţia r\x şi tj-JĂ în funcţie de A este redată în figura 3.2, iar

pentru MAC în figura 3.3. Se observă că la MAS dozajul de putere maximă are valoareaA =

0,85... 0,9, iar dozajul de economicitate maximă A es 1,05... 1,1. La MAC regimul de putere

maximă este în jurul Aljm (care corespunde momentului de înrăutăţire a formării amestecului

şi arderii), iar regimul de economicitate maximă arelocpentruA > Alim.

3.3. INDICII PRINCIPALI CARE CARACTERIZEAZĂ FUNCŢIONAREA MOTOARELOR (parametri efectivi)

Legătura între indicii (parametrii) indicau' (care sunt raportaţi la suprafaţa pistonului) şi parametrii efectivi (raportaţi la arborele cotit) se face prin randamentul mecanic

Le Pe Pe 1V.

*■ = "LT " pT = v (313)

deci

U = V m U , (3-14)

Pe = »7niPi> (315)

?e = T} m ?i . (3.16)

Valorile orientative ale randamentului mecanic sunt redate în tabelul 3.4. Randamentul efectiv este raportul între lucrul mecanic efectiv Le, in kJ, şi consumul de căldură corespunzător Q, in kJ:

*° - q - lTITq = (317)

288

Fig. 3,3. Variaţia principială a randamentului indicat J/işi a

raportului t j\ jX în Iu neţi t de coeficientul de exces de aer A,

pentru MAC

1X i —r i _ ■am. boqat\Xîi

am săraci '

Fig. 3.2. Variaţia principială a randamentului indicat J/işt a

raportului V j /X tn funcţie de coeficientul de exces de aer A,

pentru MAS.

I 1

Rezultă deci că randamentul efectiv poate fi influenţat pozitiv prin creşterea randamentului

mecanic, randamentului relativ şi a randamentului termic al ciclului teoreticConsumul specific efectiv de combustibil sc exprimă prin cantitatea de combustibil consumată

pentru producerea unui kilowatt oră la arborele cotit:

c = 5_U = = JiL = ^60_ = 3600 r_kg_-|

în care: Qi este în kcal/kg, respectiv în kJ/kg.în tabelul 3.5 sc redau valorile orientative ale randamentului şi consumului specific efectiv de

combustibil.

Tabelul 3.5

Valorile randamentului efectiv şi a consumului specific de combustibil la regimul minimul

Tipul motorului [kg/kWh]MAS în patru

timpiautoturisme

n = mm 4500 rot/min

0,299 - 0,476 0,21-0,29

autocamioane până la Vt = 3 dm3 n = 2400 - 3000 rot/min

0,312-0,475

îndoi timpi autoturismen = 3500 - 4000 rot/min

0,408 - 0,503

autocamioane n = 3000 rot/min

0,476-0,544

MAC 0,217-0,299 0,29 0.41

3.4. INDICII DE COMPETITIVITATE AI MOTOARELOR

289

Tipul motoruluiMASîn patru timpin = 2000 - 4000 rot/min0,78-0,66

n = 4000 - 8000 rot/min0,85 - 0,75în doi timpin = 3000 - 5000 rot/min0,80-0,68MACîn patru timpicu admisie normală0,82-0,68

supraalimentat0,90-0,80în doi timpicu admisie normală0,80-0,70

supraalimentat0,90-0,75

Tabelul 3.4Valorile ran da meii lu lui mecanic la regimul nominal

I

Aprecierea calităţii unui motor se face printr-o serie de indici de competitivitate care reflectă gradul de perfecţiune al motorululi din punct de vedere constructiv, economic şi al exploatării.

Ca indici constructivi se consideră: compactitatea, puterea volumică (litrică), masa volumică şi masa pe unitatea de putere.

Compactitatea înaltă a unui motor (gabaritul redus) este o cerinţă din ce în ce mai stringentă, asigurându-se astfel economii de material şi o mărire a spaţiului util al autovehiculului.

Puterea volumică (litrică) se defineşte prin raportul dintre puterea efectivă dezvoltată de motor pe unitatea de cilindree:

290

P_c_n_ eonst r

kWi L m J

(3.19)

291

I

sau

292

P| =

Vsi

r kW -l

L d m 3 J '(3.20)

293

I

în care: Pe este în kW; Vs în m3 sau în dmJ; pe în N/m2; n în rot/min; i este numărul de cilindri.Masa volumică (litrică) reprezintă masa totală a motorului mM, în kg, raportată la cilindreea totală V

i, în m3sau în dm3:

294

[kg] sau [ k g ]

m3 dm3

(3.21)

295

Vsi

I

confecţionarea unui motor de putere unitară,

niM _ mv _kg_ mp ~ Pe Pv [kW

Masa pe unitatea dc putere ţine seama atât de aspectele constructive şi tehnologice cât şi de perfecţionarea proceselor de lucru şi rapiditatea motorului (turaţia fiind mărimea care conferă motorului calitatea de rapiditate).

Indicii de economicitate şi exploatare sunt: randamentul efectiv, consumul specific efectiv dc

combustibil, costul combustibilului, costul motorului, cheltuielile de reparaţii, cheltuielile de

deservire, durabilitatea, siguranţa în funcţionare, deservirea uşoară, silenţiozitatea, mersul liniştit şi

uniform, pornirea uşoară, adaptabilitatea la tracţiune şi elasticitatea în funcţionare.

Intre randamentul efectiv r/e şi consumul specific efectiv ce există o dependenţă deforma:

* = ffg.(3.«,

în care: ce este în kg/kWh şi Qj în kJ/kg, din care rezultă că la aceeaşi putere calorică a-combustibilului (care este constantă pentru un anumit tip de combustibil, pentru benzine Q, = 43890 kJ/kg, iar pentru motorine Qj s 41800 kJYkg, deci sensibil egală) randamentul efectiv al unui motor este cu atât mai mare cu cât consumul specific efectiv de combustibil este mai redus.

In tabelul 3.6 se redau consumurile specifice şi randamentele efective rje pentru o serie de

motoare (fabricate în România) la regimul nominal, dc unde rezultă avantajul MAC faţă de MAS.

De asemenea,sc observă că şi în cadrul MAC se impun motoarele la care se aplică procedee

perfecţionate de ardere etc.Durabilitatea motorului (durata de serviciu) reprezintă calitatea motorului de a-şi păstra

performanţele de putere şi consum specific de combustibil un timp cât mai îndelungat.Siguranţa în funcţionare reprezintă calitatea motorului de a funcţiona fără defecţiuni şi fără

modificarea esenţială a caracteristicilor iniţiale.Deservirea uşoară presupune lucrările de întreţinere (de prevenire a defecţiunilor, care trebuie

prevăzute şi luate în considerare de către constructor). Cu cât deservirea unui motor este mai uşoară cu atât se asigură un grad mai mare de folosire a motorului, fiind mai căutat de către beneficiari.

Silenţiozitatea reprezintă calitatea motorului de a nu produce zgomote peste limita admisibilă.Mersul liniştit şi uniform presupune realizarea ciclurilor funcţionale cu creşteri cât mai lente ale

presiunii gazelor în timpul arderii, variaţiile de viteză unghiulară ale arborelui cotit să fie reduse, ceea ce presupune o exploatare corectă a motoarelor.

296

(3.22)

Tipul motoruluiMarca motoruluiCe7e[kg/kWh]0 [ % ] MASARO L-25031226,25MACD-1100,25933,2D-115; D-116;D-120,26432,6D-135-797-050,22837;7D-21S GHMN80,22438,4D-1270,24535,15

Tabelul 3.6

Valarile Ce şi 7/e > 'a regimul nominal, pentru unele motoare fabricate în România

Pornirea uşoară a motoarelor, în special a MAC la temperaturi joase, se consideră atunci când sc realizează într-un timp minim (3 -5 s) cu un sistem simplu de pornire.

Adaptabilitatea la tracţiune redă calitatea motorului de a furniza o putere superioară în regim de accelerare, de a funcţiona stabil într-un interval cât mai mare de turaţii, de a asigura creşterea momentului motor la micşorarea turaţiei, toate acestea asigurând o tracţiune optimă a autovehiculului.

Elasticitatea unui motor este caracterizată prin intervalul de turaţii dintre puterea maximă şi momentul maxim. Cu cât acest interval este mai mare cu atât motorul este mai elastic, putând învinge o varietate mai mare de rezistenţe fără schimbarea treptelor de viteză.

3.5. COSTUL ENERGIEI PRODUSĂ DE MOTOR

Pentru a stabili relaţia care redă costul energiei produsă de un motor termic se no tează Cc, în Iei/kg - preţul combustibilului; ce în kg/k Wh - consumul specific efectiv de combustibil; iar prin Ccce lei/k Wh - cheltuielile aferente combustibilului:

Qce = Cc^: [lei/kWh] , (3.24)

în care: Qj este în kcal/kg.

Luând în considerare şi costul motorului Cra, în lei, durata de serviciu Ta, înh, costul reparaţiilor

Cp în lei, costul deservirii Cd, în lei; numărul de ore de funcţionare în timpul unui an Td, în h, cât şi

faptul că în exploatare motorul dezvoltă o putere medie P em, în kW, se obţine relaţia care permite

calculul costului energiei produsă de motor:CkWh = -^Cc + -MŞ^ + ^ + ^0 riei/kWhl.(3.25)kWh 7?eQi c Pem |^ra rs rjă J L J

Din relaţia (3.25) rezultă că un motor va fi cu atât mai eficient cu cât randamentul efectiv este mai ridicat, combustibilul cu care funcţionează este mai ieftin, costul motorului, al reparaţiilor şi al deserviri mai redus.

Pe de altă parte sc impun acele motoare care asigură durate rs şi rd cât mai mari.

3.6. BILANŢUL ENERGETIC AL MOTORULUI

Bilanţul energetic al unui motor reprezintă modul de repartizare a căldurii disponibile între

căldura echivalentă lucrului mecanic efectiv şi acoperirea diferitelor pierderi.

Notând cu Q fluxul termic disponibil; Qe - fluxul termic echivalent lucrului mecanic efectiv; Qr

- fluxul termic pierdut prin fluidul de răcire; Qg - fluxul termic pierdut prin gazele evacuate; Qmc -

fluxul termic echivalent arderii incomplete a combustibilului şi Qrcz - termenul rezidual (pierderile

termice dc care nu ţin seama ceilalţi termeni ai bilanţului), se obţine ecuaţia bilanţului energetic:

Q = Qe + Qr + Qg + Qinc + Qrez [vi ■ (3-26)

297

I

Raportând componentele bilanţului la căldura disponibilă

298

1 QeO

Qr Qg Qinc

299

se obţine ecuaţia dc bilanţ sub forma:

100% = qe + qr + qg + qinc + qre7. Fluxul termic

disponibil se determină cu relaţia:

(3.27)

300

(3.28)

unde: Ch este consumul orar dc combustibil, în kg/h; Q; - puterea calorică inferioară a combustibilului, in kJ/kg.

Fluxul termic echivalent lucrului mecanic efectiv:

Qe = 3600 Pc (3.29)

302

în care: Pe se exprimă în kW.

303

Raportul— =3600 Pc Ch Qi

reprezintă randamentul efectiv al motorului.

304

Fluxul termic pierdut prin fluidul de răcire Qr sc oţine prin măsurarea debitului dc fluid Dfl, în kg/h şi a diferenţei dc temperatură la ieşire tcşi intrare t- a fluidului motor în °C:

305

Qr = Dfl Cfl (tc - ti) , (3.30)

306

în care: cn este căldura specifică a fluidului de răcire, în kJ/kg- grd.Fluxul termic pierdut prin gazele evacuate se obţine prin diferenţa dintre entalpia gazelor evacuate

şi entalpia amestecului (aerului) la intrare în motor:

307

Qg = Cj5 N Ch ( Tgev - TQ) - CpA Lmin Cn (T0 - T„) kJ

L h J

(3.31)

308

unde: O p şi Cp' sunt căldurile specifice molare ale gazelor evacuate şi a încărcăturii proaspete, în kJ/kg grd; N - numărul dc kilomoli de gaze arse ce rezultă din arderea unui kilomol de combustibil, în kmol/kg; L^n - cantitatea teoretică de aer necesar pentru arderea unui kilogram de combustibil, în kg/kg; Tgev - temperatura gazelor la evacuare, în K; T'0 - temperatura încărcăturii proaspete la intrarea în motor, în K; T0 - temperatura mediului înconjurător, în K.. Dacă Cp s Cp = Cp şi N = ÂLmin se obţine:

kJnm Cf, ( TgCT - Tb ) . — (3.32)

309

Qg — Cp ALn

Fluxul termic echivalent arderii incomplete,

Qinc = 22,4 N Ch Qi + <pc Ch gc Qi'kJ b

(3.33)

310

unde: Qj'esle puterea calorică inferioară a componentelor gazoase nearse din gazele evacuate, kJ/m3N; Qj" - puterea calorică inferioară a carbonului ncars, în kJ/kg; <pc - fracţiunea de carbon nears; gc - cantitatea de carbon nears dintr-un kilogram de combustibil, în kg/kg.

Energia corespunzătoare pierderilor mecanice este luată în considerare prin termenul qr, deoarece

energia consumată prin frecare se transformă din nou în energie termică care este preluată de mediul de

răcire sau de către uleiul de ungere (cota parte care intră în termenul qrez).

Pentru motoarele existente bilanţul energetic se determină pe cale experimentală. Pentru motoare

noi (în faza de proiectare) bilanţul energetic poate fi estimat pe baza datelor rezultate din calculul

termic al motorului.

Valorile orientative ale termenilor bilanţului energetic pentru MAS şi MAC sunt redate în tabelul 3.7.

Din multitudinea factorilor care influenţează bilanţul energetic al unui motor o importanţa deosebită

o prezintă factorii care pot fi reglaţi în exploatare: turaţia, sarcina, dozajul, răcirea, ungerea etc.

311

4000" 5BÎS 6000 ni rot/min]Fig. 3.4. Variaţia

componentelor bilanţului energetic, în funejie de 1 urii

Jir, pentru MAS şi MAC.

Urmărind influenţa unor factori principali asupra bilanţului energetic, rezultă că la MAC turaţia (fig. 3.4) influenţează în mai mică măsură componentele bilanţului, iar la MAS componentele au valori optime în jurul turaţiei nominale. Influenţa sarcinii asupra bilanţului energetic (fig. 3.5) este sensibilă în cazul MAS, în special la sarcini mici şi relanti. La MAC sarcina nu influenţează sensibil componentele bilanţului energetic (0,25 <^<1,0).

Din analiza factorilor de influenţă asupra bilanţului energetic rezultă eficienţa mai ridicată a MAC faţă dc MAS.

312

Tipu) motoruluiqrqgqincqrez[%]\%][%][%][*]MAS20-3015-3530-552-203-8MAC22-4112-2525-451 - 5 2-5

TabeluI17

Valorile procentuale ale termenilor bilanţului energetic

Fig. 3.5. Variaţia componentelor bilanţului energetic, în funcţie de

sarcină, pentru MAS şi MAC.

100r-

4.CARACTERI STICILE ŞI ÎNCERCAREA MOTOARELOR CU

ARDERE INTERNĂ

4.1. CARACTERISTICILE MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

Caracteristicile motoarelor cu ardere internă sunt reprezentări grafice ale variaţiei unor indici şi mărimi principale în funcţie de un anumit factor, luat drept variabilă independentă.

Se deosebesc caracteristici de reglaj şi caracteristici funcţionale.Caracteristicile de reglaj au drept variabilă independentă un factor de reglaj (dozajul, avansul la

producerea scânteii electrice, consumul orar de combustibil etc), şi sunt necesare pentru stabilirea regimului optim în perioada reglării motorului.

Caracteristicile funcţionale se stabilesc în funcţie de un factor funcţional (sarcina, turaţia), fiind utile pentru aprecierea performanţelor motorului nou sau în exploatare, după un anumit timp de funcţioanare.

Caracteristicile de reglaj şi funcţionale se determină experimental, utilizându-se Instalaţii şi aparate adecvate pentru măsurarea mărimilor necesare.

4.1.1. Caracteristici de regi

313

80h

Cele mai importante caracteristici de reglaj sunt: caracteristica de consum de combustibil, caracteristica de avans la producerea scânteii electrice, caracteristica de avans la injecţie şi caracteristica de detonaţie.i1' Caracteristica de consum de combustibil reprezintă variaţia puterii efective, a consumului speclfnreîectiv de combustbîî şi a coeficientului de exces de aer, în funcţie de consumul orar de combustibil, la turaţie şi sarcină constantă, (poziţia obturatorului fixă pentru MAS) şi la turaţie constantă pentru li MAC (deoarece modificarea debitului de combustibil impune şi modificarea poziţiei cremalierei de la pompa de injecţie).

La MAS, în caracteristica de consum de combustibil se precizează consumul orar de combustibil Cnp, la care motorul dezvoltă puterea maximă (dozajul de puterea maximă Ap) şi cel la care economicitatea este maximă Chec (dozajul de economicitate maximă A^), (fig.4.1.).

Consumul orar de combustibil corespunzător reglajului optim al carburatorului este în intervalul° ' r Fig. 4.1. Caracteristica de consum

Miec " ^-hp- de combustibil pentru MAS.

314

Fig. 4.2. Caracteristica de consum de combustibil pentru MAC.

Fi

Pentru autovehicule este indicat să se determine familii de caracteristici, la diferite turaţii putând astfel alege regimul de funcţionare mai economic într-o situaţie dată de funcţionare.

La MAC, caracteristica de consum de combustibil se ridică la turaţie constantă şi indică valoarea consumului orar de combustibil la care economicitatea este maximă Chec şi valoarea consumului de combustibil maxim limitat de funcţionarea anormală a

motorului Cm (fig.4.2).La consumuri superioare valorii Col, puterea ar

continua să crească de la Pel la Pemax, dar se înrăutăţeşte arderea (datorită lipsei de aer), motorul este suprasolicitat din punct de vedere termic, apare fum negru la evacuare, ceea ce determină apariţia uzurii anormale, impunându-se evitarea funcţionării în acest regim.

Ir Caracteristica de avans la producerea scânteii

electric£^septe.âniz variaţia puterii efective a motorului în funcţie de avansul la producerea scânteii electrice la turaţie şi deschidere a obturatorului constant, evidenţiin-du-se avansul optim [ 3 o p l Ia care puterea este maximă, iar consumul orar de combustibil este minim (fîg.4.3).Pentru motoarele de autovehicule este necesar să se cunoască toată gama turaţiilor de funcţionare a motorului, acestea fiind utile la reglarea dispozitivelor de avans.

în figura 4.4,a se redă variaţia puterii efec-

tive în funcţie de avansulj3s, la diferite

turaţii,a iar în figura 4.4.,b pentru diferite sarcini (di-

„. .. ~ . • °j i j ferite deschideri ale obturatorului). Se ob-Fig. 4.3. Caracteristica de avans la produce- '

rea scânteii electrice. servă că avansul optim la producerea scânteii

315

5f^ ^ f>/ f / /

s —-~>n=ct

ce mm1--------• iH« i

4iec CM Hţj

■V -VW

Fig. 4.4. Variaţia puterii efective în funcţie de f}s pentru diferite turaţii (a) ţi sarcini (b).

316

Fig. 4.5. Variafia f i s (,pi şi jSs disp, in funcţie de 1 ura)ie (a) ţi p)$ apt in funcţie de poziţia clapetei obturatoare

X p - sarcină (b).

de dispozitivul centrifugal/îs djSp (fig.4.5,a) variază în trepte. La dispozitivele prevăzute cu două arcuri, apar două pante (II şi III).

In producţia de serie, datorită toleranţelor de fabricaţie, apare un domeniu in care variază avansul asigurat de dispozitive. Limitele 1 şi 2 (fig.4.6) se stabilesc astfel încât reducerea puterii APe faţă

de avansul Optim fi& opt, Sau a- Fi& 4-6- Domeniu de variaţie al j3s disp, în producţie de serie.

vansul mediu ^s dUp, să nu depăşească 2%.Similar se procedează şi la stabilirea abaterilor dispozitivelor vacuumatice, pentru reglarea

avansului în funcţie de sarcină.¥ ' Caracteristica de avans ta injecţie este similară cu caracteristica de avans la produ-cereaTcâriteireTeTcfTice, in acest caz variabila fiind unghiul de avans la injecţie.

317

La MAC, în special la cele cu injecţie directă, pentru a proteja piesele mecanismului motor şi a reduce nivelul de zgomot, se alege un avans f$ilitn < pt opt (fig. 4.7).

Avansul lim corespunde unei presiuni maxime limită Pmax |im, în care caz apare o reducere a puterii APe cu 1...2% şi o mărire a consumului specific de combustibil Acecu 1...3%.Iţp Caracteristica de detonaţie, serveşte la precizarea cifrei octanice CO a combustibi-luluffpentru a evita deîDnaţîa.

Curbele de detonaţie (fig.4.8) ilustreză variaţia avansului la limita de detonaţie /3sid, în funcţie de turaţie la plină sarcină, pentru benzine cu cifre octanice diferite CO^COzetc.

Prin suprapunerea curbei de avans optim sau a curbei de avans asigurată de dispozitivul de avans/9S disp, rezultă că pentru a evita detonaţia trebuie utilizată o benzină cu

318

A opt

/ioptl

/opt

tp X

319

Fig. 4.7. Caracteristica de avans la injecţie (a), variaţia comparativă a fi\ opt şi fis opt cu turaţia (b)şi variaţia H i opt cu sarcina (c).

320

0

Fig. 4.8. Caracteristica de detonaţie, pentru MAS.

cifra octanică C03 numită cifră octanică necesară CON. La alegerea benzinei din cele existente pe piaţă, care se

consideră că are cifra octanică disponibilă COD, trebuie ca COD > CON, în acest fel fiind evitată detonaţia la toate regimurile de funcţionare a motorului.

4.1.2. Caracteristici funcţionale

în categoria caracteristicilor funcţionale se încadrează:''caracteristica de sarcină/ turaţie,-» 're-gulatorvpropulsier pierderi ş^&mplexă. /c' Cnrnct^nsticn^jiesarcină reprezin tă variaţia consumului orar şi a consumului specific efectiv de combustibil în funcţie de sarcină, la turaţie constantă.

La MAS (fig. 4.9) pentru mersul în gol, când puterea efectivă este nulă, curba consumului specific efectiv tinde asimptotic la infinit (consumul orar de combustibil are valoarea Cho). Corespunzător acestui regim puterea idicată ?{ este e-gală cu puterea pierderlor Pm,

randamentul rae-JSuprosorani canic fiind nul.Mărirea sarcinii determină creşterea continuă a

Ftg. 4.9. Caracteristica de sarcină, puterii Indicate şi o creştere mai lentă a puterii pier-pentru MAS. derilor, condiţii în care randamentul mecanic se

321

disp

măreşte, determinând reducerea consumului specific efectiv ce. în domeniul sarcinilor mari, curba consumului specific efectiv prezintă un minim, apoi, economicitatea se înrăutăţeşte, datorită modificărilor dozajelor, dc la valori economice la cele de putere maximă. Puterea continuă (sarcina plină) care corespunde unui coeficient de sarcină X = 1 se situează în zona economicităţii maxime, fiind deci indicat a urmări ca motorul să funcţioneze la acest regim. Funcţionarea motorului la j£ > 1 (domeniul suprasarcinilor) este contraindicată, atât din punct de vedere al economicităţii, cât şi al durabilităţii motorului.

La MAC (fig. 4.10) sarcina maximă admisibilă (puterea efictivă limită) P e] este fixată de consumul maxim limită de combustibil Ch], după care funcţionarea motorului este defectuoasă (ardere incompectă, fum intens, etc). Sarcina plină (puterea efectivă continuă Pec) se stabileşte în jurul regimului de economicitate, iar sarcina totală (puterea efectivă intermitentă Pei) se reglează la circa 1,1 Pec, astfel încât să nu se ajungă la puterea limită Pe].

Pentru MAC în domenuiul sarcinilor parţiale, curba consumului specific ce prezintă o alură mai aplatisată în comparaţie cu cea obţinută la MAS (fig. 4.11). Deci, MAC pot funcţiona economic într-o gamă cu mult mai mare de sarcini parţiale, decâtMAS.

La ambele tipuri de motoare este însă contraindicată funcţionarea în domeniul suprasarcinilor, când se intensifică poluarea, se înrăutăţeşte economicitatea, iar durabilitatea scade (se accentuează uzura pieseldr).

La MAS, caracteristica de sarcină se obţine prin închiderea treptată a obturatorului, de la deschiderea maximă până la cea corespunzătoare mersului în gol.

Turaţiile (constante) la care se ridică caracteristici de sarcină sunt 1,1 nn; n„; 0,9 n„; 0,8 nn; 0,7 nn; 0,6 nn; 0,5 nnşi 0,4 nn, unde n„ este turaţia nominală a motorului |140].

La MAC, caracteristica de sarcină se obţine prin variţia debitului de combustibil, de la valoarea maximă la cea minimă, corespunzătoare mersului în gol.

Atât la MAS cât şi la MAC, turaj^asejn^rifine^ns^amă,^ timpul determinărilor pentru o anumită caracteristică de sarcină, prin variaţia corespunzătoare a momentului rezistent realizat dc frână.

322

Fig. 4.10. Caracteristica de sarcină, pentru MAC.

Fig. 4.11. Variaţia consumului specific efecUv în funcţie de

sarcină, pentru MAS şi MAC.

JT

0

Pentru ca o caracteristică de sarcină să dea o imagine cât mai fidelă a variaţiei consumului orar şi consumului specific efectiv de combustibil, tn funcţie de sarcină trebuie determinate minimum 12jmncte.p. ^Camcteristica dejuraţie, reprezintă variaţia puterii efective, a momentului motor efectiv, a consumului efectiv, a consumului orar de combustibil şi a consumului specific efectiv de combustibil în funcţie de variaţia turaţiei, la o a-nurnită sarcină constantă.

Se deosebesc caracteristici de turaţie la sarcină totală

=1,1) (la MAS se numeşte şi caracteristică exterioară,

deoareace se obţine cu obturatorul complect deschis),

caracteristică de turaţie la sarcină plină (£=1,0) şi

caracteristică de turaţie la sarcini parţiale Q£<1)-Caracteristica de turaţie pentru sarcina nulă %=§

se numeşte caracteristica de mers în gol (precizează doar variaţia consumului de combustibil orar în

funcţie de turaţie).

Pentru MAS, caracteristica de turaţie la sarcină totală precizează domeniul de funcţionare

stabilă a motorului între turaţiile nmin şi nmiW. Se observă că nmax este superior cu circa 10% faţă de

np, corespunzătoare puterii efective maxime (fig.4.12).

Momentul efectiv are o alură descrescătoare, asigurând motorului posibilitatea stabilizării

automate a funcţionării atunci când momentul rezistent variază în anumite limite.

La turaţii mai mici decât nM, funcţionarea motorului este instabilă, datorită aiurii inverse a

curbei momentului, din această cauză turaţia nmin se plasează in imediata apropiere a turaţiei nM-

Turaţia itec, la care consumul specific efectiv de combustibil este minim, se si tuează în

intervalul dintre nu şi np.Caracteristica de turaţie pentru MAS, la sarcini parţiale, se trasează pentru diferite poziţii ale

obturatorului corespunzătoare de exemplu la 85; 70; 55; 40 şi 25% din puterea dezvoltată la turaţia nominală (la MAS nn = np). Pentru fiecare sarcină parţială turaţia variază de la valoarea limită de funcţionare la cea maximă (fig.4.13).

Modificarea turaţiei sc obţine prin variaţia momentului rezistent al frânei.La funcţionarea MAS pe automobile, de obicei, turaţia variază între nn şi nM, interval în care se

efectuează schimabrea vitezelor, la creşterea sau scăderea vitezei de deplasare a automobilului.Trebuie ales acel regim de funcţionare pentru care se asigură economicitatea maximă (c^ mjn).

Raportul dintre turaţia corespuzătoare cuplului motor maxim nM şi turaţia cores-puzătoare

puterii maximale np se numeşte coeficient de elasticitate E (v. fig,4.12):

E = -rL, . (4.1)

care arc valori intre 0,4 şi 0,7.

Raportul dintre cuplul motor maxim ME mai şi cuplul corespunzător puterii maxime se numeşte

coeficient e adaptabilitate K, şi caracterizează capacitatea motorului de a învinge suprasarcinile

instantanee:

Fig. 4.12. Caracteristica de turaţie, pentru MAS.

Tr- "*e mai - . — -K = . / . (4.2)

Mp

remax

La MAS coeficientul K = 1,25... 1,35 iar la MAC, K=l,05...1,15. în tabelul 4.1 se redau

coeficienţii de elasticitate şi adaptabilitate pentru unele motoare de autovehicule.Tabelul 4.1.

Valorile coeficienţilor de elasticitate şi adaptabilitate pentru unele motoare de autovehicule.

Tipul motorului DM

[rot/min]nP

[rot/min]Memai jdaNmj

[daNmj Coeficient de elastici-tate, E

Coeficient de adapta-

bilitate, KDacia 1300 3000 5250 9,7 8 0,57 1,2ARO L-25 2500 4000 16,5 15,5 0,625 1,06OLTCIT CLUB 3500 6250 7,9

797 05 1700 3000 37,0 33 (DIN) 0,56 1,12D2156 HMN 8 1400 2200 76,0 71

(DEN)0,636 1,07

BMW 200 Turbo 4000 5800 24,5 21,5 0,689 1,14Wankel-Comotor 624 3000 5600 14,0 11,5 9,64 1,21Mercedes-Benz 300 SEL 4400 5700 25,5 0,77Mercedes-Benz 420 SEL 3600 5200 31,0 0,69Mercedes-Benz 560 SEL 3500 4800 39,0 0,72Mercedes-Benz 190 E 2,6 4600 5800 22,0 0,79Mercedes-Benz 190 E 2,5 2800 4600 16,3 0,61Range Rover 2500 5000 25,1 0.50Mitsubischi 1400 cm3 3000 5200 10,5 0,57Mitsubischi 1800 cm3 3000 5500 13.5 0,54Mitsubischi 2300 cm3 Diesel 2000 4200 13,7 0,47

în cazul motoarelor suparaalimentate este indicat a se ridica caracteristica de turaţie cu (curbele

2 şi 3) şi fără (curbele 4 şi 5) turbosuflantă (fig.4.14), pentru a evi -denţia eficienţa supraalimentării.

Se obişnuieşte a se reprezenta şi variaţia presiunii de.suparaalimentare ps (curba 1).

3^ Caracţeristica^ejvgulator estejoţ o caracteristică de turaţie, specifică MAC echipate cu regulatoare,

pentru toate regimurile.

în fig 4.15 se evidenţiază caracteristica de regulator la sarcină totală Qf=l,l), la sarcină plină

(£=1) şi la sarcini parţiale (£=0,75 şi #=0,5).Fig. 4. l i . Caracteristica de turaţie la sarcină plina ţi Ia sarcini parţiale.

La MAC, puterea maximă Pe max limitată de regulator se alege astfel încât Pe max < Pei (Pei -

puterea efectivă limită peste care poluarea, respectiv fumul, au valori inadmisibile).

Caracteristica de regulator se determină pentru diferite poziţii ale pârghiei de comandă a

pompei de injecţie şi anume pentru nmM (poziţia pârghiei la debit maxim de combustibil), la mers în

gol şi 0,9; 0,8; 0,7; 0,6; 0,5; şi 0,4 din nma*.

Caracteristica de regulator poate fi redată şi prin curbele Me = f(Pe); Qi = f(Pe); ce = f(Pe); şi n

= f(Pe), ca în figura 4.16.

Corespondenţa între caracteristicile de regulator experimentate sub forma n = f(Pe); Ch = f(n);

ce = f(n) şi Pe = f(n); Ch = f(n); Ce = f(n) este redată în figura 4.17.

Fig. 4.14. Caracteristica de turaţie a unui motor

326

supraalimentat cu şi fără turfaosuflantă.

Fig. 4.15. Caracteristica de regulator, in funcţie de

turaţie, pentru MAC.

327

A Caracteristica de propulsie a motoarelor de autovehicule (fig. 4.18) redă variaţia puterii rzistente PR şi a puterii efective la sarcină totală Pel, în funcjie de turaţie. La intersecţia dintre curbele PR şi Pet,

se determină turaţia maximă a motorului, căreia ii corespunde viteza maximă de înaintare a

autovehiculului Wmax- Pentru alte turaţii n < nmax motorul dezvoltă o putere numită rezervă de

putere Prez, care este utilă pentru accelerări sau urcări de rampe. Cu cât rezerva de putere este mai

mare, autovehiculul are o capacitate de accelerare mai bună.

Caracteristica de pierderi redă variaţia presiunii medii pm sau puterii Pra corespunzătoare

pierderilor mecanice, înjmu^ie^d^ţjjiaţie^la sarcină constantă (fig. 4.19,a).

Puterea corespunzătoare pierderilor mecanice poate fi exprimată în funcţie de pierderile prin

frecare Pfr (piston, segmenţi, fusuri etc), puterea necesară antrenării Pantr (a mecanismului de

distribuţie, a pompei de injecţie, a pompei de apă etc), şi puterea corespunzătoare pierderilor prin

pompaj Pp (consumată în proce-sele.de admisie şi evacuare). încercările experimentale arată că Pm

creşte cu turaţia aproximativ exponenţial.

Puterea Pm se poate determina prin antrenarea motorului şi măsurarea puterii necesare antrenării

la diferite turaţii sau prin scoaterea sucesivă din funcţiune a cilindrilor.

328

http://sele.de/

Fig. 4.16. Caracteristica de turaţie, in funcţie de sarcină, pentru MAS.

329

Fig. 4.17. Corespondenţa intre caracteristicile de regulator, in funcţie de sarcină şi turaţie.

330

-ăfo------ifxo-----1500 2TtoS'nŢrot/min) 0 02 0f> OJB QB ţO 1.1 Xb.

Fig. 4.19. Caracteristica de pierderi, in funcţie de turaţie (a) şi sarcină (b).

Determinarea puterii Pm prin scoaterea sucesivă a cilindrilor din funcţiune sc bazează pe faptul

că diferenţa dintre puterea efectivă Pe măsurată când motorul funcţionează cu toţi cilindrii şi puterea

Pe-V, măsurată la aceeaşi turaţie, dar după ce sa scos din funcţiune cilindrul v, reprezintă puterea

indicată a acelui cilindru,331

ryrcx n,w VW

Fig. 4.18. Caracteristica de propulsie a unul motor.

.18

Piv = Pe - Pe—v.

332

——forma de butoi (A) ——forma dublubutoi IB)20

1200

25 3035 3&5

1800

Fig. 4.20. Caracteristica complexă.

dicată totală P{ = £ P^ , iar apoi puterea corespunzătoare pierderilor mecanice Pm

= Pj - Pe. Timpul necesar pentru efectuarea măsurării cu un cilindru scos din funcţiune nu trebuie să depăşească un minut.

Mărirea sarcinii motorului acţionează în sens favorabil (fig.4.19,b) ceea ce arată importanţa alegerii unor regimuri corespunzătoare de funcţionare a motorului.

Randamentul mecanic creşte odată cu sarcina motorului, avâpd valori maxime în jurul sarcinii pline (£=1,0).

La MAS, 77^=0,66...0,87; la MAC

Vjn^OjT^JiSU (valorile mai mici fiind

proprii motoarelor în doi timpi). ^ <J

Caracteristica complexă, redă

interdeperidenţa~mai multor mărimi

(fig.4.20). O astfel de caracteristică pune în

evidenţă domeniul de funcţionare cel mai

economic, precum şi punctul (polul economic)

pentru care consumul specific ce are valoare

cea mai mică posibilă pentru motorul dat. n

irat/lrih] Este deci indicat ca funcţionarea

motorului să se situeze în domeniul economic,

cât maiaproape sau chiar în polul economic.

4.2. ÎNCERCAREA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

4.2.1. Scopul, calsificarea şi programul încercărilor

Scopul încercării unui motor cu ardere internă constă, în esenţă, în verificarea calităţii lui. în acest sens, se determină indicii caracteristici, se verifică calitatea execuţiei, siguranţa în funcţionare şi uşurinţa pornirii.

Se apreciază, de asemena, durata de funcţionare în condiţii de economicitate optimă şi poluare admisă.

încercările se clasifică în încercări de tip (omologarea motoarelor noi sau modernizarea celor existente); încercări periodice (odată la trei luni - încercări de scurtă durată - odată la şase luni - încercări de lungă durată) şi încercări de lot (pentru motoare noi sau reparate capital, înainte de livrare).

Programul şi ordinea încercărilor depind de tipul motorului, destinaţia şi condiţiile de realizare (motor nou, modernizat, producţie de serie etc).

La încercări de tip (a motoarelor de construcţie nouă sau modernizată), înainte de începerea încercărilor propriu zise, se fac unele operaţii premergătoare ca: măsurarea pieselor de mare uzură înainte de montaj şi rodajul complet al motorului, conform documentaţiei tehnice. Aceleaşi operaţii se execută şi pentru încercări periodice.

Succesiunea încercărilor care se efectuează pentru motoare este redată în tabelul 4.2.

4.2.2. Instalaţii, aparate şi traductoare pentru încercarea motoarelor cu ardere internă

încercarea motoarelor cu ardere internă se face pe instalaţii speciale denumite standuri sau bancuri de încercare. Un stand de încercare se compune din : fundaţie prevăzută cu o placă, pe care se fixează motorul prin articulaţii cardanice sau elastice; instalaţie pentru aimentarea motorului cu combustibil; Instalaţie pentru asigurarea răcirii lichidului de răcire şi a uleiului, cu posibilitate de reglare a temperaturii; instalaţie pentru evacuarea gazelor arse; instalaţie pentru pornire şi pupitru de comandă. Standul trebuie, de asemenea, prevăzut cu aparatura necesară măsurării mărimilor redate în tabelul 4.3. Aparatele de măsură trebuie în prealabil supuse verificării de stat, pentru a se încadra în preciziile de măsurare indicate pentru încercările de tip, periodice sau de Iot.

Schema principală a unui stand pentru încercarea motoarelor termice este redată in figura 4.21.

Fig. 4.21. Schema unui stand pentru încercarea motoarelor termice:1 - motor termic; 2 - frână; 3 - tahometru; 4 - indicatorul frânei; S - traduclor piezoeleclric; 6 - oscilograf; 7 - aparat pentru măsurarea temperaturii gazelor; 8,9 - aparat pentru măsurarea temperaturii supapei, respectiv chiulasei; 10-aparat pentru măsurarea temperaturii gazelor de evacuare; 11 - analizor de gaze;12 - opacimetru; 13 - diafragmă; 14- micromanometru; 15 - manometru cu lichid; 16- termometru; 17 - rezervor-tampon pentru aer; 18 - balanjă pentru măsurarea consumului de combustibil, 19 - robinet cu 3 căi; 20 - rezervor pentru combustibil; 21 - aparat pentru măsurarea temperaturii injectorului; 22 - oscilognf; 23 - traductor piezoelectric pentru măsurarea presiunii de injecţie; 24, 25 - termometru pentru ulei; 26 - termometru pentru lichidul de răcire; 27 - pompa de injecţie; 28 - radiator pentru ulei;

29 - radiator pentru apă; 30 - termometru pentru măsurarea temperaturii ambiante; 31 - barometru.

Denumirea încercăriiîncercăriNr. caperiodice (motoare noi)de lot (la fiecare motor nou sau reparat)

motoare noi şi modernizatela 3 lunila şase luni

MAS şi MAC cu regulatorpt. 1-2 regimuriMAC cu regulator pt. toate regimurileMAS şi MAC cu regulatorpt. 1-2 regimurimac: curegulator pt. toate regimurileMAS şi MAC cu regulatorpt. 1-2 regimuriMAC cu regulator pt. toate regimurileMAS şi MAC cu regulatorpt. 1-2 rom mu nmac cu regulator pt toate regimurile1Determinarea caracteristicii de turaţie la sarcină totală:a) motoare fără limitator de turaţii

b) cu limitator de turaţieX XX XX Xla cerere XX Xla cerere X--2Determinarea caracteristicii de luraţie la sarcini parţialeX—--*.___3Determinarea caracteristicilor de regulator—X-X—X_4Determinarea caracteristicilor dc mers în golXXXXXX__5Determinarea turaţiei minime de funcţionare a motoruluiXX6Determinarea caracteristicilor de sarcinăXXX-X—__7Determinarea uniformităţii funcţionării cilindrilor, a pierderilor mecanice, a presiunii medii şi a randamentului mecanicXXXX8Determinarea calităţii de pornireXX--XXXX9Determinarea siguraţei în funcţionareXX—XX—10Determinarea dimensiunilor de gabarit şi a maseiXX—-——-_11Determinarea capacităţi de alimentare a sistemului de răcire şi a băii de uleiXX------12Verificarea funcţionării motorului la regimurile prevăzute în documentaţia tehnică de rodaj13Verificarea puterii şi consumului de combustibil la turaţia nominalăXX------14Verificarea turaţiei maxime de mers în golXX----

Tabelul 4.2.Succesiunea încercărilor pentru diferite

tipuri de motoare

Nr.MărimeaSimbolulUnitateaPrecizia de măsurareCrLde măsurapentru încercări de tip periodicepentru încercări dc [ol1Momentul motorM,daN.m± 0,5%± \<7<2Turaţia arborelui motornrot/min± 0,5%± 1%Numărul total de rotaţii ale arborelui motor%rotaţii± 10 rotaţii± 10 rotaţii3Consumul orar de combustibilChkg/h sau l/h± 1%± 1,5%4Consumul de aer (măsurarea se execută după necesitate)Qakg/b sau m3/h± 2,0%-5Temperatura aerului°C± 1°C± 1°C6Temperatura lichidului de răcireti°C± ] °c± 2°C7Temperatura uleiului°C± 1°C± 2 "C8Temperatura gazelor de evacuare°C±5°C± 10 °C9Presiunea atmosfericăPalmkPa(mm Hg)± 0,07 kPa ± 0,5 mmHg±0,14kPa ± l/hnmllg10Presiunea uleiuluiPukPa(at)± lOkPa ± 0,1 at± 0,2 at11Presiunea corn bust ibil uluiPcombkPa(at)± 5 kPa ± 0,05 at-12Presiunea sau depresiunea din sistemul dc evacuare al gazelor arsePsist.ev.kPa(mm h2o)± 0,025 kPa ±25mmH20-13Presiunea gazelor arse la intrarea în turbină la motoarele supraalimen-late cu turbocompresorPgaze ev.kPa(mm Hg)± 0,05 kPa ± 3,75mmHg—14Depresiunea în galeria dc admisie sau presiunea de supraalimentarePîdmkPa(mm Hg)± 0,5 kPa ± 3,75mmHg-15Depresiunea de comandă a avansului la MAS (dacă motorul are dispozitiv de avans vacuumatic)Pavmm h2o mm Hg kPa± 1%—16Unghiul de avans la aprindere (la MAS) respectiv unghiul de avans la injecţie (la MAC)grade rotaţie arbore cotit± 1°—17Opacitatea gazelor sau indicele de fum (la MAS)Mfm 1

U Hartrige±3%±5%TimpulTs±0,2s± 0,5 s

Tabelul 4.3

Mărimi ce se măsoară la încercarea unui motor termic.

4.2.2.1. Fundaţia standului.de încercare. Fundaţia este constituită, de obicei, dintr-o placă masivă din beton, aşezată pe un strat elastic (fig.4.22). Ca strat elastic se poate utiliza păsla sau pluta.

Pentru a evita transmiterea vibraţiilor, la utilaje

sau clădiri, fundaţia trebuie, de asemenea izolată de

jur împrejur cu un strat de aer. La calculul fundaţiei

se aplică teoria vibraţiilor corpului solid pe o bază

elastică [44]. Determinarea dimensiunilor

aproximative ale fundaţiei se face numai pe baza

vibraţiilor verticale, iar un calcul complet presupune

luarea în consideraţie a situaţiei reale când vibraţiile

sunt însoţite de rotaţie, alunecare sau deplasări

verticale.

338

Fig. 2.22. Fundaţia standului de încercare:1 - spaţiu de aer (sau plută expandată); - placă de fundaţie; 3 - strat elastic; 4 - strat de beton; 5 - piacă metalică.

http://standului.de/

4.2.2.2. Măsurarea puterii şi momentului motor efectiv. Puterea efectivă a unui motor cu ardere internă se determină măsurând momentul motor efectiv Me şi turaţia n:

MPii r -i

[kW], (4.3)9549,2

în care: Me este în N.m, iar n, în rot/min.Procedeele, respectiv instalaţiile pentru măsurarea momentului motor efectiv, sunt cu pierdere de

putere, şi fără pierdere de putere.Instalaţiile pentru măsurarea momentului motor efectiv cu pierdere de putere sunt:

frânele mecanice, hidraulice, pneumatice şi electrice.

Frânele mecanice (frâna cu saboţi, cu bandă, cu cablu), sunt greu de reglat, ca atare se folosesc rar la încercarea motoarelor termice.

Frâna hidraulică. Măsurarea momentului motor cu frâna hidrauluică se realizează prin faptul că lucrul mecanic efectiv este preluat prin frecarea moleculară a apei şi frecarea acesteia de rotor şî stator şi transformată în căldură. Frecarea internă a lichidului produce o dependenţă pâtratică a momentului cu turaţia, ceea ce recomandă frânele hidraulice, in special, pentru măsurarea momentelor de rotaţie, ale motoarelor termice de turaţie mare.

După forma rotorului, sunt frâne cu disc (cu unul sau mai multe discuri) şi frâne cu rotor profilat.

în cazul frânei cu discuri (fig.4.23), rotorul 1 şi frecarea apei caută să an-Fig. 4.23. Schema unei frâne hidraulice cu discuri tlene2C $• Statorul 2, prevăzut CU un

339

P e -

braţ de pârghie, care serveşte la echilibrare, cu o masă corespunzătoare, în vederea determinării momentului. Frecarea care apare în lagăre nu influenţează momentul motor, deoarece este indiferent dacă momentul este transmis la stator prin pierderi hidraulice sau prin pierdri în lagăre. Caracterul diferit al frecării lichide şi în lagăre se face simţit doar la puteri foarte mici, când se modifică caracteristica frânei. Momentul motor efectiv maxim preluat de frână se obţine cu relaţia [16]:

Me = k p n 2 D e , (4.4)

iar puterea efectivă cu relaţia (4.3). în relaţia (4.4) k este un factor care ţine seama de forma constructivă a frânei şi natura lichidului; p - densitatea lichidului; n - turaţia rotorului; De - diametrul exterior al rotorului.

Reglarea momentului şi puterii frânate se realizează prin modificarea razei inelului de apă din interiorul frânei, iar stabilitatea funcţionării frânei de posibilitatea menţinerii riguros constante a acestei raze, ceea ce se realizează dificil.

Frânele cu rotor profilat (fig. 4.24) înlătură dezavantajele frânelor cu discuri, deoarece la acestea puterea frânată nu mai depinde de formarea inelului de apă şi dimensiunile acestuia. La frânele cu rotor profilat (de tip Fronde, Strager etc), spaţiile dintre rotor şi stator se umplu complet cu apă, iar frânarea se produce prin mişcarea rotorului şi mişcarea turbu-lentă a apei, care transformă în căldură energia mecanică (echivalentă cu puterea sau momentul motor efectiv) preluată de rotor.

Pentru calculul unei frâne este necesar să se ţină seama de corelaţia dintre puterea frânată Pe, diferenţa între temperatura apei la ieşire te şi intrare ti, (At=te - ti) şi debitul de apă orar Da :

340

Fig. 4.24. Schema unei frâne cu rotor profilat:

l— arbore; 2 - stator; 3 - rotor; 4 - canal circular pentru intrarea apei; 5 - spaţiu de lucru în stator; 6 - spaţiu de

lucru în rotor.

360QPe

AtCa

kg] h (4.5)

341

în care: Pe este în kW, At, în °C, iar Ca în kJ/kg grd.Temperatura apei la ieşire, te < 70°C, pentru a împiedica apariţia bulelor de abur (care produc o

funcţionare neuniformă a frânei).Reprezentând variaţia puterii frânate în funcţie de turaţie se obţine caracteristica frânei hidraulice

(fig.4.25). Conturul OABCD delimitează domeniul de utilizare a frânei. Curba OA reprezintă limita maximă de utilizare pentru care = consant. Pnctul B se obţine pentru temperatura maximă admisă a apei la ieşirea din frână. Ramura BC rezultă la o putere cunstantă, egală cu cea maximă, prin mărirea turaţiei până la valoarea limită admisă. Curba OD corespunde funcţionării frânei fără apă.

342

braţ de pârghie, care serveşte la echilibrare, cu o masă corespunzătoare, în vederea determinării momentului. Frecarea care apare în lagăre nu influenţează momentul motor, deoarece este indiferent dacă momentul este transmis la stator prin pierderi hidraulice sau prin pierdri în lagăre. Caracterul diferit al frecării lichide şi în lagăre se face simţit doar la puteri foarte mici, când se modifică caracteristica frânei. Momentul motor efectiv maxim preluat de frână se obţine cu relaţia [16]:

343

Me = k p n 2 T > l (4.4)

344

iar puterea efectivă cu relaţia (4.3). în relaţia (4.4) k este un factor care ţine seama de forma constructivă a frânei şi natura hchidului; p - densitatea lichidului; n - turaţia rotorului; De - diametrul exterior al rotorului.

Reglarea momentului şi puterii frânate se realizează prin modificarea razei inelului de apă din interiorul frânei, iar stabilitatea funcţionării frânei de posibilitatea menţinerii riguros constante a acestei raze, ceea ce se realizează dificil

Frânele cu rotor profilat (fig. 4.24) înlătură dezavantajele frânelor cu discuri, deoarece la acestea puterea frânată nu mai depinde de formarea inelului de apă şi dimensiunile acestuia. La frânele cu rotor profilat (de tip Fronde, Strager etc), spaţiile dintre rotor şi stator se umplu complet cu apă, iar frânarea se produce prin mişcarea rotorului şi mişcarea turbu-lentă a apei, care transformă în căldură energia mecanică (echivalentă cu puterea sau momentul motor efectiv) preluată de rotor.

345

Fig. 4.24. Schema unei frâne cu rotor profilat:

1- arbore; 2 - stator; 3 - rotor; 4 - canal circular pentru intrarea apei; 5 - spaţiu de lucru în stator; 6 - spajiu de lucru în

rotor.

Pentru calculul unei frâne este necesar să se ţină seama de corelaţia dintre puterea frânată Pe, diferenţa între temperatura apei la ieşire te şi intrare ti, (At=te - tj) şi debitul de apă orar Da :

3600Pe

(4.5)

în care: Pe este în kW, At, în °C, iar Ca în kJ/kg grd.

Temperatura apei la ieşire, te < 70°C, pentru a împiedica apariţia bulelor de abur (care produc o

funcţionare neuniformă a frânei).Reprezentând variaţia puterii frânate în funcţie de turaţie se obţine caracteristica frânei

hidraulice (fig.4.25). Conturul OABCD delimitează domeniul de utilizare a frânei. Curba OA reprezintă limita maximă de utilizare pentru care Me = consant. Pnctul B se obţine pentru temperatura maximă admisă a apei la ieşirea din frână. Ramura BC rezultă la o putere cunstantă, egală cu cea maximă, prin mărirea turaţiei până la valoarea limită admisă. Curba OD corespunde funcţionării frânei fără apă.

346

AtCah

Me=H

Pentru ca un motor termic să poată fi frânat trebuie să aibă curba de variaţie a puterii în funcţie

de turaţie Pe = f(n) cuprinsă în domeniul de frânare (curba 1). Motorul poale fi frânat numai In zona

de turaţii n > m.

Frâna pneumatică (fig.4.26), poate fi aplicată la frânarea motoarelor cu turaţii mari.

Faţă de frâna hidraulică, o frână pneumatică asigură o putere frânată mai mică, corespunzătoare

cu raportul densităţiilor — 770, ceea ce limitează aplicarea lor.

Frânele electrice pot fi sub formă de frâne cu curenţi turbionari, frâne dinamoe-lectrice şi sub

formă de generator pendular.

Frâna cu curenţi turbionari, este

constituită, în principiu , dintr-un inel

metalic nemagnetic (din cupru, alamă

sau aluminiu), care se roteşte într-un

câmp magnetic. Când inelul rotitor este

din material magnetic (oţel), pe lângă

curenţii turbionari apar şi pierderi prin

histerezis. în timpul rotaţiei în inel se in-

duc curenţi turbionari care se transformă

în căldură, producând un efect de

347

Fig. 4.25. Caracteristica unei trflne hidraulice.

frânare. Frânarea se produce datorită

câmpului magnetic care opune rezistenţă

la rotirea inelului, rezultă deci că frâna-

Fig. 4.26. Frâna uneumatka: rea poate fi reglată prin modificarea in-

1 - paletă; 2 - suport; 3 - braj; 4 - masa tensităţii câmpului magnetic şi a turaţieipentru cântărire; S - rulment; 6 - roasa i i -

pentru reglarea echilibrării; 7 - contramasă. inelului.

348

Schema unei frâne cu curenţi turbionari este redată în figura 4.27, fiind constituită din pârghia 1, magneţii 2, volantul 3 şi balanţa 4, pentru măsurarea forţei de frânare F.

Puterea frânată, egală cu puterea efectivă a motorului iermic de încercat, se obţine eu relaţia:

Pe = 2JTMcn = 2jrFln, (4.6) în care forţa F, lungimea braţului pârghiei 1 şi turaţia n se aleg astfel încât să se poată frâna motorul termic de încercat.

Caracteristicile frânelor electrice cu curenţi turbionari (fig.4.27,b), reprezentate prin variaţia momentului de frânare, în funcţie de turaţie, Me = f(n), sunt funcţii liniare.

Dificultăţile care apare la disiparea căldurii, limitează aplicarea frânelor cu curenţi turbionari la puteri de circa 10 kW.

Frâna dinamoelectricâ, este utilă pentru măsurarea puterilor mari, O astfel de frână se realizează prin cuplarea unui generator cu motorul de încercat, în care caz puterea poate fi determinată de valorile tensiunii curentului şi randamentul generatorului. Puterea motorului termic de încercat rezultă din relaţiile:

Pe = Pel + P6; Pe = ^> (4.7)"%

în care: Peţ este puterea electrică produsă de generator; Pg - puterea pierdută în generator; r/g - randamentul generatorului.

Pentru măsurarea puterii Pei produsă de generator, în curent alternativ, se poate aplica metoda celor două wattmetre. Randamentul Tjg este obţinut din curbele de randament ale firmelor constructoare.

Frânele dinamoelectrice asigură un domeniu limitat de turaţii pentru încercări.Generatorul pendular, înlătură dezavantajele frânei

dinamoelectrice. Generatorul pendular se bazează pe principiul frânei hidraulice turbionare (cu rotorul profilat), cu deosebirea că între rotor şt stator are loc o transmitere de forţă electrică şi nu hidraulică.

Schema principială a generatorului pendular este redată în figura 4.28. Momentul preluat de rotorul 1 se transmite sub formă de forţe electromagnetice stratului 2, care are tendinţa să se rotească în aceelaşi sens cu rotorul. Statorul fiind sprijinit pe lagăre,apare posibilitatea determinării momentului de frânare

egal cu momentul motor:Me = F I (4.8)

349

Mg=F-l

:râna cu curenţi turbionar!

Frflr» cu curenţi turbionari şl histerezis

Fig. 4.27. Schema unei frâne cu curenţi turbionari.

Fig. 4.28. Schema unui generator pendular.

Măsurarea momentului motor efectiv fără pierdere de putere, se poate efectua cu

350

Fig. 4.30. Dlnamometru de torsiune:

1,2 - arbori; 3 - bară de torsiune; 4 - disc cu orificii;

5 - disc fot; 6 — sursă de lumină; 7 - oglindă.

1801

m

Fig. 4.29. Schema de montare a unui d in amonit tru de

cuplare, cu citire optică:

1 - motor, 2-arcelicoidal; 3-discuri; 4 - oglindă; 5 - indicator; 6 - scară de celuloid;

7 - sursă dc lumină; S - angrenaj.

Me

în care: x este numărul arcurilor (2,4 apăsare

comună; r - raza arcului. între relaţie de forma:

MeDinamometrele de cuplare pot servi fie pentru

măsurarea forţei, fie a unghiului de rotaţie relativă.

Ele pot fi montate în locul cuplelor, între axul

conducător şi cel condus. Elementul elastic pe care îl posedă

serveşte la măsurarea rotaţiei.

Schema de montare a unui dinamometru de cuplare este

redată în figura 4.29. Transmiterea forţelor (momentului) se

realizează prin arcurile elicoidale 2, iar deplasarea relativă

(unghiul de rotire) a discurilor 3 este proporţională cu

momntul de rotaţie transmis.

Momentul de rotaţie se obţine cu relaţia:

= x k Fa r, (4.9)

etc.); k - constanta arcurilor; Fa - forţa de moment şi unghiul

de rotire relativă a este o

= fţo). (4.10)

în locul arcurilor elicoidale se pot utiliza şi membrane

elastice, în combinaţie cu metodele de măsurare rezistive,

capacitive, inductive, piezoelectrice etc.

Dinamometrele de torsiune se intercalează ca elemente

de legătură între axul conducător şi cel condus. Schema unui

dinamometru de torsiune este redată în figura 4.30. Principiul

care stă la baza măsurării constă în faptul că momentul de

torsiune transmis, de la axul 1 la axul 2, torsionează

(deformează elastic) bara 3. Prin faptul că discul 4 este fixat

pe axul 2, iar discul 5 pe axul 1, prin sistemele 6 şi 7 se

măsoară valoarea rotaţiei relative.

în domeniul elastic unghiul de rotire, relativă, este

proporţional cu momentul de torsiune, respectiv cu

momentul măsurat

351

MC:

w JTGIpa ^ =

^80T'(4.11)

352

1801în care G este modulul de elasticitate transversal; Ip - momentul de inerţie polar; a- diferenţa de unghi, în grade; 1 -

distanţa până la secţiunea de măsurare. Se observă că:

353

M a

(4.12)

354

Fig. 4.31. Schema măsurării momelilor cu mărci tenslometrice.

1801

in care(4.13)

j r G l p

se numeşte constantă de torsiune şi se determină la etalonarea dinamometruiui prin încercări statice.Indicaţii constante se obţin la turaţii n = 600 rot/min, când pentru calculul puterii se poate aplica

relaţia:

Pe = k M e n . (4.14)

Măsurarea momentului cu mărci tensometrice. Şi în acest caz se aplică dependenţa care există între

torsionarea unui arbore şi deformarea sa (alungirea suprafeţei arborelui) care poate fi măsurată prin

intermediul mărcilor tensometrice.

Schema principială pentru măsurarea momentului de

rotaţie transmis printr-un arbore, cu mărci tensometrice, este

redată în figura 4,31.

Momentul de măsurat produce o rotire cu unghiul CLy

care are ca urmare o alungire £ a suprafeţei arborelui.

Montând mărcile tensometrice pe suprafaţa arborelui la

unghiuri de 45°, 135°,225° şi 315° faţă de axă şi legându-le

în punte se crează posibilitatea de măsurare a alungiră £ prin

măsurarea dezechlibrului punţii- Legarea mărcilor

tensometrice 1, 2, 3, 4 la aparatul de măsură 5 se face cu

inele colectoare I, II, III,IV.

Intre momentul de măsurat Me şi alungirea relativă £ se

poate stabili o relaţie de forma [107]:

355

k =

or

GID£SMe = ------V—

lrsina

Semnificaţia unor mărimi din relaţia (4.15) rezultă din

figura 4.32. Astfel, s este lungimea efectivă a mărcii

tensometrice; r - raza arborelui; a - unghiul pe care-1 face

marca cu axul arbo-reui; 1 - lungimea de măsurare; Ip este

momentul de inerţie polar, iar G - modulul de elasticitate

transversal.

între tensiunea de ieşire Ue a punţii formată din cele

patru mărci tensometrice şi momentul de rotaţie este

relaţia:

Me = k U e , (4.16)

în care k este un factor de proporţionalitate (o constantă a materialului, tab. 4.4).

356

(4.15)

Fig. 4.32. Schema de calcul a momentului,

transmis prinl-un arbore.

1801

4.2,2,3. Măsurarea turaţiei. Turaţia unui arbore se defineşte ca raport între numărul de rotaţii z şi timpul T:

z(4.17)

357

Denumirea materialuluiCompoziţieFactorul kCon stan ta n60 % Cu; 40% Ni2,0-2,1Nicrom80 % Ni; 20

Cr2,2Cromcl C65 % Ni; 20 % Fc; 15 % Cr2,5Karma74 % Ni; 20 % Cr; 3 % Fe; 3 % Al2,0ISO Elastic52 % Ni; 36 %

Ni; 8 % Cr; 3,5 % Mn, Si, Cu, V; 0,5 % Mo3,6P latin-Iridium80-90 %Pt; 20-10% Ir5,7 - 6,0Platină100 % Pt6,0

Tabelul 4.4

Valorile factorului k pentru diferite materiale din care se execută mărcile ten si o metrice

între viteza unghiulară co şi turaţie există relaţia;

30OJ

Ut'

rot

m m(4.18)

3 5 8

rot

1801

Măsurarea turaţiei sc poate efectua printr-o multitudine de procedee dintre care eele mai importante sunt: procedeele cu impuls, mecanice, electrice, electronice, optice şi pneumatice.

Din categoria procedeelor cu impuls fac parte contoarele de turaţii şi tahometrele cu impulsuri.Contorul de turaţii constituie un mijloc simplu, sigur şi suficient dc precis, pentru măsurarea

numărului dc rotaţii efectuate de arbori într-un timp determinat (care sc măsoară cu un cronometru sau ceas cu contacte). Contoarele sc execută cu funcţionare continuă sau discretă, sub forma unor aparate portabile.

Eroarea de măsurare scade cu cât timpul de măsurare este mai marc.Tahometrul cu impulsuri, constă dintr-un contactor care generează câte un semnal electric la

fiecare rotaţie (fig. 4.33). Prin intermediul unui cablu, impulsul se transmite la un aparat de măsură, care numără pe cale electromagnetică fiecare impuls. Simultan cu legarea aparatului de măsură - trebuie cuplat şi un cronometru. Pentru un timp de măsurare de un minut, valoarea indicată de aparat, corespunde cu turaţia, în rot/min.

La tahometrele cu funcţionare automată, timpul de măsurare se prestabileşte cu un selector, care opreşte automat atât aparatul de măsurare a numărului de impulsuri, cât si cronomcirul.

Tahometrele cu impulsuri magnetice sau optice , precum şi frecvenţa unui generator de curent continuu sau chiar impulsurile de aprindere la MAS, constituie posibi-lităU de măsurare a turaţiei suficient de rapide şi precise.

In figura 4.34 se redă schema unui traductor inductiv cu impulsuri, în figura 4.35 schema unui traductor fotoelectric cu impulsuri, iar în figura 4.36 schema producerii impulsurilor electrice, pentru măsurarea turaţei pe calc optică.

Când sc utilizează impulsurile aprinderii la MAS, frecvenţa f a acestora este proporţională cu turaţia n a arborelui cotit. Relaţia de legătură intre turaţia n, în rot/min şi frecvenţa f, în Hz sau s"1, este:

359

Fig. 4.33. Schema unui ta-

hometru de contact cu im-

pulsuri: 1 - lamele de contact; 2 - disc cu

camă.

Fig. 4.34. Schema unui taho-

metru cu impulsuri magnetice:

1 - bobină de inducjie;2 - disc cu came; 3 -

magnet permanent.

Fig. 4.35. Tahometru fbtoelectric cu

impulsuri:

1 - sursă de lumină; 2 - disc cu onticii; foto tranzistor.

360

n = 60f a z '(4.19),

361

în care: z este numărul de cilindri iar a - constantă (la motoarele în patru timpi, a = 0,5, iar la cele în

doi timpi, a = 1).

Traductoarele cu impulsuri funcţionând pe principiul dispozitivelor digitale, turaţiile măsurate

reprezintă valori medii pe intervalul de timp ales.

Procedeele mecanice stau la baza tahometrelor cu pendul centrifug şi a aparatelor cu lamele

rezonante.

Tahometrele cu pendul centrifug se bazează pe relaţia care există intre forţa centrifugă şi turaţie, şi

anume, forţa centrifugă creşte cu pătratul turaţiei maselor rotitoare (fig.4.37). Poziţia maselor rotitoare

2 depinde de turaţia axului 1 şi tensiunea arcurilor antagonice 3. Turaţia este indicată de acul indicator

4, în rot/min.

Forţele centrifuge care apar se obţin cu relaţia:

F = mro)2 = mr(2JTn)2. (4.20)

Tahometrele cu pendul centrifug, deşi sunt sensibile la vibraţii, sunt sufucicnt de precise, ca atare

sunt mult utilizate în măsurări.

362

Fig. 4.36. Tahometru cu impulsuri, optic: a - cu întrerupere; b -cu reflexie

continuă a razei luminoase;

1 - sursă de curent; 2,3,4 -.sistem optic; 5 - disc cu orificii; 6 - sursă de tensiune a celulei fotoelectrice; 7, 8 - rez'Menţa auxiliară a celulei; 9 - arbore; 10 - parte înnegrită; 11 - ; neînnegrită.

363

Fig. 4.37. Tahometru cu pendui centrifug.

Prin montarea unui reductor în interiorul aparatului şi a unui inel zimţat, se poate face comutarea pe mai multe domenii de măsurare. Se pot măsura turaţii cuprinse între 40...48.000 rot/min, cu erori de ±1%. în cazul aparatelor speciale, erorile sunt mult mai reduse, şi anume de ± 0,2%.

Procedeele electrice stau la baza tahometrelor cu curenţi turbionari (Foucault), a ta-hogeneratoarelor etcTahometrele cu curenţi turbionari (fig. 4.38) constau din magnetul 2 cu 4 sau 8 poli, care sunt

antrenaţi de arborele 1 a cărui turaţie se măsoară. în tamburul 5 se induc tensiuni proporţionale cu turaţia n. La egalarea cuplului de torsiune al tamburului 5 cu cel al arcului antagonist 6, indicaţia este citită prin fereastra 3. între polii magnetului 2

şi rotorul fixat pe axul 1 este prevăzut clopotul de aluminiu 4, fixat pe axul 7.Domeniul de măsurare este cuprins între 20 ...105

rot/min, cu erori de ± 1%, din valoarea maximă a indicaţiei.

Deşi tahometml cu curenţi turbionari face parte din categoria aparatelor electrice de măsură, nu prezintă avantajul de a se putea transmite la distanţă indicaţiile sale. Este însă indicat pentru măsurarea turaţiei atât în condiţii de laborator, cât şi în exploatare.

Pentru scopuri speciale, pe acest principiu, se pot realiza aparate care să efectueze operaţii de adunare, scădere,

contorizare şi înregistrări [15]. Tahogeneratoarele se bazează pe principiul electrodinamic care arată că tensiunea la bornele unui generator electric este funcţie de turaţie. Se deosebesc

tahogene-ratoare pentru curent continuu şi pentru curent alternativ.Un tahogenerator de curent continuu, constructiv, este aemănător unui micromo-tor, cu excitaţia

prin magneţi permanenţi cu mai mulţi poli.Tensiunea generată E este proporţională cu turaţia n, (E=kn). Erorile sunt sensibil influenţate de

rezistenţa de contact dintre perii şi lamele, ceea ce presupune o verificare şi supraveghere atentă a colectorului. Domeniul de măsurare al tahogeneratoa-relor în curent continuu, fără reductoare, este cuprins intre 750... 2000 rot/min.

Tahogeneratoarele de curent alternativ monofazat au avantajul că nu posedă colector. Domeniul de măsurare este 140... 3000 rot/min cu erori de ± 1%.

Tahogeneratoarele de curent alternativ polifazat sunt recomandate pentru măsurarea turaţiilor foarte reduse.

Procedeele optice se bazează pe inerţia ochiului omenesc Astfel, dacă imaginea unui obiect în mişcare

de rotaţie apare numai pentru perioade scurte de timp, deşi mişcarea se desfăşoară rapid,

observatorul are impresia, la un moment dat, că obiectul este în repaus. Acest efect este denumit efect

stroboscopic, iar aparatele care se bazează pe acest principiu se numesc tahometre stroboscopice sau

stroboscoape.

364

Fig. 4.38. Tahometru cu curenţi turbionari.

Principiul de funcţionare al acestor

aparate constă în iluminarea obiectului

a cărui turaţie se măsoară, printr-un

izvor puternic de lumină pulsatorie, a

cărui frecvenţă se poate regla în limite

largi. Cand frecvenţa impulsurilor

arborelui (numărul de rotaţii pe

secundă) este egal cu frecvenţa

impulsurilor iluminării, arborele (o

biectul în mişcare de rotaţie), are o

imagine fixă. Izvoarele de lumină cele

mai indicate sunt cele cu neon, cu

lumină roşie, cu o durată a impulsul

luminos de 10...15 fis, sau lămpile cu

xenon foarte puternice, cu durata de

3...10/is.

Lămpile cu neon se comandă

periodic, prin încărcarea unui

condensator până la nivelul necesar aprinderii. Frecvenţa impulsurilor luminoase se reglează cu

ajutorul unei rezistenţe.

In figura 4.39 este redată schema

unui tahometru stroboscopic şi curbele

sale caracteristice.

Turaţia se citeşte prin intermediul unei scări, care există de obicei, pe mânerul pentru reglarea

rezistenţei, în momentul în care frecvenţa impulsurilor lămpii cu neon este egală cu frecvenţa piesei

în rotaţie.

Avantajele tahometrelor stroboscopice se referă la faptul că sunt utile pentru măsurarea turaţiei

pieselor în mişcare de rotaţie greu accesibile. Erorile sunt de ordinul ±1...2 %.

Procedeele pneumatice. în acest caz, pentru măsurarea turaţiei se utilizează tra-ductoare care

funcţionează pe principiul pendular.

Turaţia constituie mărimea de intrare, care dă naştere unei presiuni de ieşire, proporţională cu

pătratul turaţiei.

Alegerea aparatelor pentru măsurarea turaţiei se face în funcţie de valoarea turaţiei şi precizia

impusă. Pentru turaţii reduse se indică contoarele de rotaţii, pentru turaţii mai ridicate tahometrele cu

pendul centrifug şi tahogeneratoarele electrice, iar pentru turaţii foarte ridicate sunt adecvate

aparatele electrice, în special cele electronice.

4.2.2.4. Măsurarea consumului de combustibil. Procedeele utilizate pentru măsurarea consumului

de combustibil sunt: volumice, masice şi debitmetrice.

Procedeul volumic, se bazează pe măsurarea timpului T, în care se consumă combustibilul dintr-

un vas, cu volumul cunoscut:

365

a.b.Fig. 4.39. Schema unui tahometru

stroboscopic şi curbele sale caracteristice:

1 - lampă dc neon; 2 - triodă; 3 - rezistenţă variabilă; 4 condensator; 5 - transformator; 6 - variaţia tensiunii de grilă; 7 - impuls de curent; 8 - variaţia tensiunii transformatorului; 9-variaţia

tensiunii pe armăturile condensatorului.

Ch = 3,6^

h(4.21)

366

Fig 4.40. traductor cu impulsuri, pentru

măsurarea debitului de combustibil.

în care V este în cm3; r, în secunde iar p - densitatea combustibilului, in kg/dm3.

Procedeul masic, se bazează pe măsurarea cantităţii de combustibil, prin cântărire. în acest caz, în

relaţia (4.21), Vp = C - cantitatea de combustibiul consumată într-un anumit interval de timp. Procedeul

se pretează la automatizarea măsurării [2],

Procedeele volumice şi masice permit determinarea valorii medii a consumului de combustibil pe

durata măsurării.

Procedeele debitmetrice permit măsurarea continuă a consumului instantaneu de combustibil.

In principiu, se pot aplica toate procedeele cunoscute pentru măsurarea debitului de lichide [70],

mai recomandate sunt însă acele procedee care nu influenţează sensibil curegerea combustibilului, fiind

precise şi simple. Dintre acestea, se amintesc: procedeul cu contor de lichid şi traductor de turaţie;

procedeul inductiv, procedeul piezoelectric etc.

Procedeul cu contor de lichid şi traductor de turaţie, se bazează pe faptul că turaţia unui contor

rotativ de lichid este proporţională cu debitul. Schema unui traductor cu impulsuri pentru măsurarea

debitului este redată în figura 4.40. Discul 1 din aluminiu, care se roteşte împreună cu contorul, are pe

periferie 20 de magneţi 2, care trecând prin faţa pieselor polare 3 şi a bobinei 4, induc în aceasta

impulsuri de tensiune, a căror frecvenţă este proporţională cu turaţia, respectiv cu debitul. Se pot realiza

traductoare de precizie suficient de ridicată, a căror eroare să fie sub 0,1 % [70].

Procedeul inductiv, presupune că, combustibilul este un bun conducător de electricitate, în acest

caz (fig.4.41), conform legii inducţiei, în combustibil se induce

tensiunea,E = IwB, (4.22)

în care 1 este distanţa dintre electrozi; w - viteza medie de curgere a combustibilului; B - inducţia magnetică.

Aplicând legea continuităţii, debitul este:

Dv = w A, (4.23)în care A este secţiunea de curgere a conductei.

Ţinând seama de relaţia (4.22), debitul se obţine astfel:

n - E A

S e o b s e r v ă c ă p r i n m ă s u r a r e a t e n s i u n i i E c u u n v o l t m e t r u

c u r e z i s t e n ţ ă o h m i c ă m a r e , r e z u l t ă d e b i t u l D v .

367

Procedeul şi aparatura au o serie de avantaje: nu prezintă piese în rotaţie; procedeul este

lipsit de inerţie, este uşor de realizat şi aplicat atât la bancul de încercare cât şi pe autovehicule.

Procedeul fotoelectric, se bazează de fapt pe măsurarea debitului de combustibil prin

antrenarea unui rotor cu palete de către combustibil.

Construcţia unui aparat bazat pe acest principiu este redată în figura 4.42 [54], Aparatul se Fig. 4.4i.

Principiul unui traductor montează între pompa de benzină şi carburator, inductiv pentru măsurarea debitului

Combustibilul pătrunzând în aparat prin orificiulde combustibil. r r 1

368

Unităţi de debit Fig. 4.42- Aparat fotoelectric pentru măsurarea debitului de combustibil.

Fig. 4.43. Principiu] traductorului de depit cu piston rotativ.

1 antrenează axul cu palete

2 şi lamele 3, cu o viteză de

rotaţie proporţională cu debitul.

Astfel, întreruperea fluxului

luminos asigurat de becul 4 şi

lentilele 5, permite fotodiodei 6 să

producă impulsuri proporţionale

cu debitul. Prin înregistrarea

impulsurilor cu un numărător de

impulsuri şi etalona-rea acestuia

în unităţi de debit, se obţine o

măsurare suficient de sigură şi

precisă.Procedeul cu piston rotativ şi

indicare numerică. In figura 4.43 este redat principiul traductorului cu piston rotativ,undes-a notat cu: 1 -pistonul rotativ; 2 - corpul traductorului; 3 - cilindrul de ghidare; 4 - fantă de admisie; 5 - lamelă; 6 - fantă de evacuare.

369

Sprecarburator

De la pompa de benznâ

Debitul (consumul) măsurat cu traductorul se obţine cu relaţia:

370

D = NrVo+ d

dm-1

(4.25)

371

în care Nr este numărul de rotaţii ale pistonului rotativ; V0 - volumul de combustibil ce trece prin traductor, în dm3/rot; d - debitul pierdut datorită jocurilor, în dnrVh; r - timpul, în h.

Pentru calculul numărului minim şi maxim de rotaţii ale pistonului rotativ, trebuie cunoscut debitul minim de combustibil Dmin şi debitul maxim Dmax, în dm3/min:

372

NrfnJTi — D„

V0

rot

min(4.26)

373

respectiv

374

Nrma* —

v0

rot(4.27)

375

Volumul V0 trebuie astfel ales încât Nrmin > 5 rot/min. Volumul de combustibil ce trece prin traductor la o rotaţie este:

Vo = V! + V2 ,

în care Vi este volumul cuprins între diametrul interior al corpului şi diametrul exterior al pistonului rotativ, iar V2 este volumul delimitat de diametrul interior al rotorului şi diametrul exterior al cilindrului de ghidare.

Aria fantelor dc ghidare a combustibilului se obţine cu relaţia:1

376

(4.28)

A =Pl - P 2

(4.29)

377

în care ju este coeficientul dc curgere; p - densitatea combustibilului; pi - p2 - căderea de presiune în fantă.

Condiţii favorabile de admisie şi evacuare a combustibilului în traductor se obţin când A{.f > A.Pentru măsurarea consumului de combustibil sunt necesare traductoare de debit care să se poată

monta pe conducta de alimentare, după filtrul brut, unde presiunea atinge valori de (3...5).105 Pa. în acest scop s-a realizat un traductor de debit cu piston rotativ (fig.4.44). Se compune din carcasa inferioară l, î n care este practicat racordul de intrare a combustibilului, corpul interior 2, pistonul rotativ 3, corpul superior 4, carcasa superioară 5, crucea de ghidare 6, paleta 7, bucşa rotitoare 8, suportul 9 pentru becul 10, fototranzistorul 11, racordul de ieşire a combustibilului 12 şi elementul fil -trant 13 pentru filtrarea combustibilului.

Pistonul rotativ al traductorului este antrenat de combustibilul refulat dc către pompa de alimentare

a instalaţiei de injecţie, rotaţia acestuia fiind transmisă bucşei rotitoare. La fiecare rotaţie a bucşei

rotitoare, când orificiul practicat la aceasta ajunge în dreptul fototranzistorului se produce un impuls

fotoelectric, care serveşte pentru indicarea consumului de combustibil.

Referitor la precizia dc măsurare, deşi STAS 6926-76 prevede 1%, se consideră că această precizie

poate fi justificată la 90% din domeniul dc măsurare, iar la limita inferioară respectiv 10% din

domeniu, se poate admite o precizie de 2,5...4%.

378

Bloc electronic

Fig. 4.4S. Modul de montare a traductorului de debil

Astfel, dacă la u n motor cu domeniul de variaţie a

consumului de combustib i l Ch = 7...9 dm3/h, la

consumul maxim se admite o precizie (eroare) de

1%, aceasta înseamnă AChi = 0,09 dm3/h, iar la con-

s u m u l minim, chiar dacă eroarea a d m i să este

3,5% se obţine ACn2 = 0,0245 dnvVh AChi, ceea ce

justifică alegerea unor precizii de măsurare

diferenţiate.

Indicarea consumului de combustibil se poate

realiza cel mai comod, electronic, cu afişaj numeric.

379

Fig. 4.44. Traductorul de debil cu uislon rolaliv.

Traductoarele de debit 1, cu piston rotativ, se pot monta după pompa de alimentare 2 a pompei de injecţie 3 sau înaintea acesteia (fig. 4.45).

380

C^~11 12 13 1X122

Fig. 4.46. Schema standului de elalonare a traducloarelor de debit.

Traductoarele de debit se pot etalo-na pe

un stand experimental, prevăzut cu aparatura

necesară pentru măsurarea presiunii,

temperaturii şi volumului, precum şi a

timpului (fig.4.46).

în figura 4.47 este redată eroarea dc

măsurare in funcţie dc debitul de combustibil

pentru un traductor de debit destinat

motoarelor diesel de pu-

381

l I Ib 'IUu /

Fig. 4.47. Erorile traductorului de debit

Debrtui lont/hl tere mică şi mijlocie.

4.2.2.5.Măsurarea consumului de aer. Consumul de aer la motoarele cu ardere internă, se determină, în general, cu ajutorul diafragmelor [24]. Pentru asigurarea unor condiţii oprime de măsurare, este necesar ca între motor şi dispozitiv să se introducă un rezervor (fig.4.48,a) ai cărui volum Vr» 200 Vs (unde Vs este cilindreea unitară).

Debitul de aer, în cazul diafragmei (fig.4.48,b), se obţine cu relaţia:

382

Ca = 3600aeAoAp

nr(4.30)

383

FumFig. 4.55. Fummetru

(opacimetru) cu măsurare discontinuă (tip Bosch): 1

- bec; 2 - celulă fotoelectrică; 3 - hârtie de

filtru; 4 - pompă; 5 - ampermetru elalonat în

UB.

în care a este coeficientul de debit; AQ - secţiunea orificiului diafragmei, în m2;

Opacitatea gazelor, conform STAS 10474-87 este caracterizată prin coeficientul de absorbţie a luminii K:

. K = £ln|? [m-1]. (4.31)

în care: L este lungimea drumului parcurs de fluxul luminos prin gazele a căror opacitate trebuie determinată, în m; 4>o- fluxul luminos incident pe receptor, când tubul de măsurare al opacimetrului este umplut cu aer curat; * - fluxul luminos pe receptor când tubul este umplut cu gaze de evacuare.

Metodele pentru măsurarea gradului de fum (opacităţii gazelor) pot fi: continue, discontinue, masice şi bazate pe absorbţia luminii.

Metoda filtrării continue pe baza căreia s-a realizat un fummetru (fig.4.54), la care gazele de evacuare trec într-o cameră încălzită 1, pentru a se elimina condensul, apoi printr-o hârtie de filtru 2, derulată de un mecanism cu mişcare sacadată; este indicată pentru unele măsurări de laborator.

Fumul colectat pe hârtia de filtru formează pete (urme) care se compară automat cu pete etalon, într-o anumită scară a gradului de fum.

Metoda măsurării discontinue, stă la baza aparatelor construite de firama BOSCH (fig.4.55).Măsurarea discontinuă se realizează aspirând cu o

pompă fumul care este obligat să treacă printr-o hârtie de filtru. O condiţie importantă este reproductibilitatea aspiraţiei probelor de fum. Fumul depus pe hârtia de filtru se compară cu scara convenţională, folosindu-se, de obicei, o celulă fotoelctrică.

Scara fummetrelor Bosch este de la 0 la 10.

Metoda masică presupune o instalaţie (fig.4.56) compusă din sonda 1, robinetul 2, hârtia de filtru 3, contorul 4, exhaustorul 5 şi motorul electric 6. Cunoscând debitul de gaze, se poate raporta cantitatea de particule

384

Fig. 4.54. Fummetru (opaclmetru) cu măsurare

continuă.

depuse pe hârtia de filtru la volumul de gaze măsurat (de o-bicei măsurarea se face pentru 50 dm3 de gaz).

385

Metoda absorbţiei luminii. Schema principală a aparatului, care respectă prescripţiile STAS 10474-87, este redată în figura 4.57. Fumul este introdus în aparat prin intermediul unei sonde racordate la dispozitivul 1, pentru reglarea presiunii, iar evacuarea fumului din tubul de măsurare 2 este realizată de către ventilatorul 3. Celula fo-toelectrică 4 este iluminată de

386

Fig. 4.S6. Schema unei instalaţii pentru măsurarea fumului prin metoda masică.

becul 5, alimentat de la bateria 6. Iluminarea poate fi reglată prin potenţiometrul 7. Curentul fotoelectric este amplificat prin blocul de amplificare 8, iar prin miliamper-metrul 9 se determină opacitatea gazelor.

Temperatura coloanei de fum se măsoară cu traductorul 10, blocul de amplificare 11 şi aparatul indicator 12. Tubul de aer 13 serveşte pentru reglarea la zero a aparatului. Tuburile 2şi 3 sunt prevăzute cu capacele 14. Fumul intră in dispozitivul de reglare a presiunii 1, prin racordul 15; supapa 16 asigură menţinerea constantă a presiunii fumului la intrare în tubul de măsurare prin racordul 17.

Schema instalaţiei electrice a aparatului (fig.4.58) se compune din becul 1 de 30 W, potenţiometrul 2, bateria de acumulatoare 3 de 12 V, celula fotoelectrică 4. Curentul furnizat de celula fotoelectrică este amplificat de tranzistorul 5, iar la miliamperme-

Fum

3 1 2Fig. 4.57. Schema principială a aparatului pentru măsurarea indicelui de fum (opacităţii) pe principiul

absorbţiei luminii.

387

1 !L V1."' 4 FI ^-t^ i_

klx!

_ 1&0C Lungimea de unda J*ml

Fig. 4.59. Variaţia curentul ui fotoelectric în funcţie de iluminare

pentru celula fotoelectrică pe bază de seleniu şi germaniu şi pentru foto

rezistenţă.

trul mAj se citeşte curentul produs, respectiv indicele de fum (opacitatea gazelor). Dioda 6 şi rezistenţa 7 servesc pentru stabilizarea tensiunii de alimentare.

Măsurarea temperaturii în tubul de fum se efectuează prin intermediul unui ter-mistor R3 montat în punte, iar la miliampermetrul mA2 se citeşte temperatura fumului; R1ţ R2 şi R4 sunt rezistenţe fixe.

Debitul de fum care intră în tubul de măsurare se reglează prin intermediul unuii dispozitiv de reglare a presiunii.

Celula fotoelectrică s-a ales astfel încât să asigure o dependenţă liniară între curentul fotoelectric If şi iluminarea Iit pentru întreg domeniul de măsurare. Din figura 4.59,a se vede că celula pe bază de seleniu 1, se comportă mai favorabil decât cele pe bază de germaniu 3, sau decât fotorezistenţele 2.

Opacitatea gazelor în regim de acceleraţie, se detremină după atingerea regimului termic normal al motorului. Sonda colectoare a probei de fum, în acest caz, se ampla-sează la o distanţă de minimum 5 cm faţă de secţiunea de ieşire a ţevii de evacuare. Se apasă brusc pedala de acceleraţie, până la capăt, testarea re-petându-se de cel puţin 3 ori. înaintea fiecărei testări, indicatorul aparatului se aduce la zero, prin reglarea potenţiome-trului.

Se va urmări ca presiunea fumului să fie cuprinsă între 50...100 mm H20, iar temperatura între 60... 120°C.

Rezultatele testării se compară cu limita de fum ad- misă.Opacitatea gazelor se determină în regim stabilizat şi în regim de

accelerare liberă, coeficientul de absorbţie Kdeterminându-se cu relaţia 4.31.

în regim stabilizat coeficientul de absorbţie fC^ se măsoară la diferite regimuri, pe caracteristica de turaţie la sarcină totală. Se execută minimum şase măsurări, şi pentru fiecare turaţie la care se

388

I/IA)

A?* llL

1 )

minarea, Li

Fig. 4.58. Schema instalaţiei electrice a opaclmetruiuL

dnr

execută măsurarea coeficientului de absorbţie, se calculează debitul nominal de gaze al motorului, astfel:

V,n- pentru motoare în doi timpi: Dn =

V,n- pentru motoare în patru timpi: D„ = -j^j

în care: Vt este cilindeea motorului, în dm3; n - turaţia motorului, în rot/min.Valoarea coeficientului de absorbţie a luminii nu trebuie să depăşească valorile limită date in

tabelul 4.5.

Tabelul 4.5

Valorile Umilă ale coeficient ului de absorbţie a luminii

Coeficientul de absorbţie (K)K1]

Debitul nominal (Dn) [dm3/s]

Coeficientul de absorbţie (K)K1]

Debitul nominal (Du) [dm3/s]

2.26 42 1,345 1252,19 45 1,32 1302,80 50 1,30 1351,985 55 1,27 1401,90 60 1,25 1451,84 65 1,225 1501,775 70 1,205 1551,72 75 1,19 1601,665 80 1,17 1651,62 85 1,155 1701,575 90 1,14 1751,535 95 1,125 1801,495 100 1,11 1851,37 120 1,095 190

în regim de acceleraţie liberă se fac, de asemenea, cel puţin şase măsurări. Valorile coeficientului Kra se iau numai în regimuri de stabilizare (când patru valori se situează într-un interval de 0,25 m"1 şi nu formează un şir descrescător).

Coeficientul de absorbţie corectat are o valoare egală cu valoarea cea mai mică rezultată din relaţiile:

Kc — . Kra. Krs

£ = Kra = 0,5, (4.33)

în care K\ este valoarea limită a coeficientului de absorbţie conform tabelului 4.5, la debitul nominal de gaze la care s-a obţinut valoarea Kn.

Aparatul pentru măsurarea opacităţii rumului a fost testat pe motoare aflalte pe standul de încercări (la regim staţionar) şi pe autovehicul (la regim de acceleraţie). Pentru experimentări s-a utilizat standul echipat cu motorul SAVIEM şi D-l 10. Ş-au urmărit o serie de parametri cu care s-a

389

S0r

• m o w o «Ewăă Eo3---7XC

Fig. 4.60. Variaţia indicelui de fum If, in funcţie de turaţie (caracteristica de turaţie), pentru motorul D-110 la sarcină

plină.

ridicat o caracteristică de turaţie. Rezultatele numerice sunt redate în tabelul 4.6, iar caracteristica de turaţie este reprezentată în figura 4.60.

Tabelul 4.6

Rezultate experimentale obţinute pe stand

Nr. F, r, K, If Pe, Ce,

cit. [rot/min [rfaN] M K1] [%] [oC] [kW] [kg*] kg/kW/h]

1 1950 1 102 0,24 5 30 1,43 3,95 2,752 1925 7,5 78 0,48 10 35 10,63 4,84 0,453 1900 10,5 68 0,72 15 40 14,66 5,65 0,384 1850 19,0 59 0,94 20 45 20,39 6,46 0,315 1800 19,5 47 1,23 25 55 25,72 8,48 0,326 1775 23,5 42 1,23 25 60 30,65 9,29 0,307 1750 26,0 37 1,42 30 65 33,47 10,90 0,328 1700 28,5 36 2,80 50 65 35,62 10,90 0,309 1650 28,7 37 2,80 50 70 34,55 10,90 0,31

10 1550 30,5 37 3,30 55 75 34,72 10,90 0,14

In tabelul 4.7 se indică limitele de fum în UH impuse la testarea motoarelor diesel în unele ţări europene.

Rezultate mai favorabile, atât din punct de vedere al poluării mediului ambiant, cât şi al reducerii consumului de combustibil, se obţin în cazul unor limite de fum severe şi diferenţiate în

funcţie de cilindreea motoarelor (STAS 10474-87).

390

şjkW!

Tabelul 4.7

Norme şl limite de fum la testarea motoarelor Diesel

Tara Regimul testării Limita de fum % până ia 1 ian 1993

După 1993

Franţa Accelerare liberă Autocamioane Autocamioane Autoturisme

If= 50, t= 191 If = 60, t = 101 If=40

Se Încadrează tn normele CE.E.

Anglia Plină sarcină Autocamioane Autoturisme

If= 35 If=70 Se încadrează In normele C.E.E.

Italia Belgia Accelerare liberă Autocamioane lf= 60 Se încadrează in normele CE.E.

Germania Accelerare liberă Autocamioane Autoturisme

If= 50 If= 90 Se Încadrează in normele C.E.E.1

România Accelerare liberă STAS 10474-87, în funcţie de debitul nominal de gaze

Se încadrează în normele CE.E,

4.2.2.7. Măsurarea presiunii. Ridicarea diagramei indicate. Măsurarea presiunii uleiului, a combustibilului etc, se realizează cu aparate cu lichid, cu elemente elastice, electrice, piezoelectrice. Presiunea aerului se citeşte Ia un barometru [107].

Ridicarea diagramei indicate se poate efectua cu indicatoare mecanice şi electrice. Indicatoarele mecanice prezintă dezavantajul unor inerţii mari, în special la motoare cu turaţii ridicate.

Indicatoarele electrice la care presiunea se măsoară după convertirea acesteia într-o mărime electrică, înlătură dezavantajul indicatoarelor mecanice.

Schema unor traductoare utilizabile pentru convertirea presiunii într-o mărime electrică este redată în figura 4.61. Mai adesea se utilizează traductoare piezoelectrice.

Schema unei instalaţii pentru ridicarea diagramelor indicate este redată în figura 4.62.

391

1--------

+ + * *1 o

?

V

392

Fig. 4.62. Schema unei instalaţii cu traductor piezoelectric pentru ridicarea diagramelor indicate.

Fig. 4.61. Traductoare pentru convertirea presiunii intr-o

mărime electrică: a - magnetoelastic; b - cu doză de

cărbune; c - pic/oeleclric; - inductiv; e - capacitiv; f - marcă

tensiometrică.

393

Tensiunea furnizată de traductorul piezoelectric 1, proporţională cu presiunea din cilindrul motorului, este amplificată de către amplificatorul 2 şi transmisă la electrozii tubului catodic al oscilografului 3. Prin intermediul traductorului 4, se obţine un semnal proporţional, fie cu cursa pistonului, fie cu unghiul de rotaţie al arborelui cotit, care, după amplificare prin amplificatorul 5, este de asemenea transmis la electrozii tubului catodic Se pot deci obţine diagrame indicate în coordonate p-V sau p-<p.

Interpretarea diagramelor indicate se face prin fotografiere şi prelucrare prin pla-nimetrare.

4.2.2.8. Măsurarea temperaturii. Domeniile de măsurare şi aparatele recomandate pentru măsurarea temperaturii rezultă din tabelul 4.8.

Tabelul 4.8

Domeniile de utilizare ale aparatelor de măsurat temperatura

Domeniul de măsură Materiale Aparat de măsură-30... +300- 30 ... + 500 -30...+ 600- 30... + 750 pînă la + 1000-60... + 100 -70... + 110- 200... +30

MercurMercur cu atmosferă de azot la10 daN/cm2

Idem la 20 daN/cm2

Umplutură degaliuAliaj de mercur cu taliuU plutură de toluenUmplutură pentan tehnic

Termometru cu lichid

până la + 100 până la + 350

Umplutură cu gaz lampant Umplutură de mercur

Termometru cu presiune de lichid

- 70... + 30 + 50... + 180 -30... + 4000 + 350... + 650

Bioxid de carbon EterHidrocarburi Mercur

Termometru cu presiune de vapori

+ 20... + 600 Invar cu conţinut de 50% Ni Temometru cu dilatarea metalelor

până la + 150- 60 ... + 150 -50...+ 150 până la + 400- 220 ... + 500

FierNichelCupruWolframPlatina

Termorezistenţe

până la + 100 până la + 600 până la + 600 până la + 700 până Ia + 900 până la + 1000 până la + 1300 până la + 1600

Bismut - platină Cupru - constantan Argint - constantan Fier - constantan Manganină - constantan Nichelcrom - constantan Nichel - nichelcrom Platin - platinrodiu

Termoelemente

Pentru măsurarea temperaturii lichidului de răcire şi a uleiului se indică termometrele cu presiune de lichid, cu presiune de vapori, termorezistenţe etc.

394

20 40" 60 80 100 120 !"C]

Fig. 4.63. Aparat pentru măsurarea temperaturii cu (crinMor (a) şi curba de

variaţie a rezistenţei lermistorului (b).

395

Fig. 4.64. Schema montării

unui lermocuplu special pentru

măsurarea temperaturii gazelor

din cilindri:1 - sursa caldă; 2 -

tcrmoelec-trozi;

R [fii

1000

500

în figura 4.63,a este redată schema unui aparat de măsurare a temperaturii cu termistor, iar în figura 4.63,b curba de variaţie a rezistenţei termistorului (montat în tubul de protecţie) în funcţie de temperatură.

Măsurarea temperaturii gazelor din cilindri, se poate efectua cu traductoare speciale bazate pe principiul termo-cuplurilor sau termometrelor cu rezistenţă electrică [5].

Schema unui aparat cu termocuplu este redată în figura 4.64, iar a unui aparat cu termorezistenţă electrică (din platină sau wolfram), în figura 4.65.

Măsurarea temperaturii gazelor de evacuare, se poate realiza, de asemenea, cu termo-cuple, termorezistenţe etc. Schema unui aparat cu termocuplu este redată în figura 4.66.

396

6——\\

Fig, 4.65. Schema montării unui termometru cu re/Menta electrică

pentru măsurarea temperaturii gazelor din cilindru: 1 - cadru de

ecranare alterniorezistenjei; 2 -

termorezistenţă; 3 - conductă; 4 - izolaţie; 5 - conductă; 6 - bucşă.

Fig. 4.66. Traductor special pentru măsurarea temperaturii

gazelor de evacuare: 1 - [lansă; 2 - tub cu diametrul egal cu al

conductei de evacuare; 3 - tub pentru frânarea gazelor; 4 -

duză; 5 - element sensibil; 6 - lermoelectrozi; 7 - piesă pentru

fixare; 8 - tub de protecţie.

Fig. 4.68. Schema unei instalaţii pentru măsurarea

temperaturii pistonului:

1 - termoelectrozi; 2,3 - contact mobil; 4 - contact

fix; 5 - termoelectrozi; 6 - bloc de amplificare; 7 -

oscilograf; 8 - aparat de măsură (voltmetru); 9 -

transformator.

397

Fig. 4.67. Schema montării unor termocupluri speciale pentru măsurarea temperaturii pieselor:î - termoelectrozi; 2,3 - tub de

protecjie; 4,5 - izolaţie; 6 - piesă de contact; 7 - element sensibil.

La măsurarea temperaturii pieselor apar particularităţi pentru piesele fixe (chiulasa, injector,

scaunele supapelor) şi piese mobile (pistoane, supape).

Modul de montare al unor termocupluri pentru măsurarea temperaturii în interiorul piesei şi a

căderii de temperatură este redată în figura 4.67.

Schema unei

instalaţii pentru

măsurarea tem-

peraturii pisto-

nului

cu

termoelectrozi

este redată în fi-

gura 4.68, iar în

figura 4.69 este

detaliată monta-

rea bobinei mo-

bile pe piston şi

a celei fixe pe

bloc în cazul ins-

talaţiei KS cu

termistor.

398

Fig. 4.69. Modul de montare şi realizare a contactelor mobile si fixe pentru transmiterea

indicaţiilor la aparatul Indicator sau înregistrator al temperaturii: 1 - piston; 2 -

termistor; 3 - cablu coax; 4 - bobină mobilă; 5 - bobină fixă; 6 - cablu coax; 7 - priză.

Spre priza de conectare b apară»

Fig. 4.70. Măsurarea temperaturii supapei:

1 - traductor de temperatură; 2 - termoelectrozi; 3 - contact mobil; 4 - contact fix.

________________________________________1_________________1 Montarea termocuplului 'şi modul de transmitere a semnalului spre

oscilograf, pentru o supapă, rezultă din figura 4.70.4,2.3. Prelucrarea rezultatelor încercărilor

Rezultatele măsurării şi calculului se înscriu în fişe de

încercare, de forma celei redate în Anexa 1, urmând a fi apoi

reprezentate grafic (v. subcap. 4.1).

Parametrii energetici şi economici ai motorului se obţin cu

relaţiile redate în tabelul 4.9 [140].

399

400

. Nr. crtDenumirea parametrilorSimbolFormula de calcul sau condiţiile de determinare01231Numărul de timpi ai ciclului de lucrur—2Numărul de cilindri ai motoruluii—3Cilindreea unitarăV,___ 4Presiunea medie efectivă MPa (1 MPa = 9,8 at)Pe0,3 UrM,

pe~ 1000iVs5Puterea efectivă, kW (1 kW =1,36 CP)PepeiVBn „ Men Pe= sauPe=9556Consumul orar de combustibil kg/bct_ 3,6 C

ch= (7Momentul motor maxim daN.mMe maţse determină experimental8Momentul motor la puterea nominală, daN.mMen955P«i nn9Coeficient de rezervă al momentului motor,

%Memai _ Men „„, * " Men "10°10Presiunea medie convenţională a pierderilor mecanice, MPaPm0,314TMra

Pm~ 1000iVa11Puterea convenţională a pierderilor mecanice, k WPmPmiVsn m 30r12Randamentul mecanicf j m Pe,m " Pe + P«

Tabelul 4.9Relaţii de calcul a parametrilor

energetici ţi economici

____________________1_________________13 Puterea efectivă la funcţionarea cu cilindrul

nr. k decuplat, kW___________________ se determină experimental

401

14 Puterea indicată convenţională a cilindrului nr. k, kW i'ik Pik =

Pe - Pek

402

______________________1_________________15 Valoarea minimă a puterii indicate

convenţională a unui cilindru, în kW_______ Pi. Sc determină experimental

403

16 Valoarea maximă a puterii indicateconvenţională a unui cilindru, în kW_____

Se determina experimental

404

_____________________1_________________17 Coeficientu

l cilindriloruniformităţii funcţionării

Pi mas

405

18 Turaţia corespunzătoare începutului intrării îti funcţiune a regulatorului, rot/min

nrcg

Este egală cu turaţia la caremotorul dezvoltă 90% dinputerea maximă la funcţionareape ramura de regulator acaracteristicii respective deregulator.______________

406

_____________________1_________________l'J Turaţia maximă de mers în gol,

rot/min.Sc determina experimental

407

20 Gradul dc neuniformitate al regulatorului,%

'■(10.(nr. . .";..LV.ţs]..

408

_____________________1_________________21 Presiunea medie indicată,

MPaPe + Pm

409

22 Puterea indicată, kW

P. Pi = V c

+ P,

410

_____________________1_________________23 Consumul specific indicat dc combustibil,

g/kWhlOOOCh

411

24 Coeficientul de exces de aer

412

___________________1_________________O,

413

25 Densitatea aerului ambiant, kg/m paer Paer

34HpA

414

273

_____________________1_________________26 Coeficientul de

umplere fu 120iVs

npaer

415

27 Opacitatea gazelor, K

1 *o

K = ^ln"o"

416

___________________1_________________

Cu relaţiile redate în tabelul 4.9 se determină valorile nete şi brute ale parametrilor, în funcţie de gradul dc echipare [145].

Corectarea parametrilor principali ai motorului se face conform relaţiilor:

Pec = k Pe; Mec; = k Me; pec = k pe. (4.34)

Factorul de corecţie k sc determină astfel (STAS 6635-87):

în care T este temperatura absolută a aerului, în K; p - presiunea atmosferică absolută, în K.Pa sau bar. Exponentul r = 1 pentru MAS şi r = 0,65 pentru MAC.

Pentru MAC supraalimentate nu se aplică corecţii, însă fişa dc încercare trebuie să indice condiţiile de încercare (temperatura şi presiunea mediului ambiant î n timpul încercării).

417

k =

5. DINAMICA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

S.l. CINEMATICA MECANISMULUI MOTOR

Studiul cinematicii mecanismului motor presupune că motorul funcţionează la turaţie constantă, respectiv viteză unghiulară constantă a arborelui cotit.

în acest caz, dependenţa între viteza unghiulară oj şi turaţia n, în rot/min, se obţine cu relaţia:

(o = jrn/30 [rad/s]. (5.1)

Dependenţa între unghiul de rotaţie al arborelui cotit <p, în grade, timpul T aferent unghiului <p,

în secunde şi turaţia n, în rot/min, se obţine astfel:

<p = 360 n T/60 = 6nT [°RACJ. (5.2)Pentru studiul forţelor care acţionează în mecansimul motor, este necesară cunoaşterea

cinematicii pistonului: deplasarea, viteza şi acceleraţia pistonului.Deplasarea pistonului se obţine determinând deplasarea piciorului bielei, respectiv a punctului A

(fig. 5.1). Astfel, deplasarea pistonului la un moment dat, se obţine cu relaţia:

x = OAQ - OA = 1 + r - (IcosjS + rcos^>). (5.3)

Notând cu A = y şi ţinând seama de relaţiile trigonometrice 1

sin/S = r sin <p şi

_icos/? = V i - sin

z/r = (1 - A2 sin2 <p )z, se obţine

expresia exactă a deplasării pistonului: x = r(l-cos^) + l[l - (1 -

A2sin2p)1/2].(5.4)Dezvoltând după binomul lui Newton:

- A2 (1 - X 2 s i n 2 < p ) 2 = 1 - — sin2<p . . .

s e o b ţ i n e e x p r e s i a a p r o x i m a t i v ă a

d e p l a s ă r i i p i s t o n u l u i s u b f o r m a :

x = r ( 1 - cos ), relaţia (5.6)

devine: Fig. 5.1. Schema principiala a

x = r[(l-cosp+-(l-cos2^))j.Erorile care se fac aplicând relata (5.7) faţă de relaţia (5.4) sunt sub 1%. Viteza pistonului, se obţine derivând relaţia (5.7) în raport cu timpul: dx _ dx d <p

-j-^r = (O r (sin (p + — sin 2 <p ),

(5.7)

(5.8)

419

w =d rd<p

în care (O este viteza unghiulară a arborelui cotit (ct) = ~^~:}-

420

Viteza medie a pistonului este:2Sn 60

Sn _ 2jrrn _ 2 30 ~ 30jt '"" JTr(U' (5.9)

421

Wpm =

pistonului rezultă anulând derivata funcţiei = (ti t ^coss2<p — l ) j = 0 . Rezolvând ecuaţia se obţine î

-l ± (1 + 8A)*

şi se observă că viteza este maximă pentru valori ale lui

<p, la care biela este perpendiculară pe braţul arborelui cotit.Acceleraţia pistonului se obţine derivând expresia vitezei (5.8), in raport cu timpul:

422

Viteza maximă

cos (p =4 A

dw d w doa = dT = ~Ălp d7 = ^ 2 («>^-rAcos2ţp) .

(5.10)

423

Fig. 5.2. Variaţia acceleraţiei pistonului tn funcţie de unghiul de rotaţie al arborelui cotiL

Acceleraţia pistonului poate fi considerată ca sumă a două mărimi:

a = ai + a2, în care: aj = r GJ2 cosţp şi &2 = r

ft>2Acos2^>.în figura 5.2 este redată variaţia acceleraţiei

pistonului în funcţie de unghiul de " 2000J rotaţie al arborelui cotit.

Valorile acceleraţiilor în punctele moarte sunt:

jy = o = r w 2 ( l + A ) ş i ay, = i8o = -r <u2(l

- A). Punctele în care se anulează acceleraţiad w

pistonului se obţin din condiţia = 0, adică

acceleraţia este nulă în punctele în care viteza pistonului este maximă (când biela este

perpendiculară pe cotul arborelui cotit).

5.2. FORŢELE ŞI MOMENTELE MECANISMULUI MOTOR

în timpul funcţionării în mecanismul motor apar forţe datorită presiunii gazelor Fg; forţele de inerţie ale maselor în mişcare de translaţie F it şi forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie Fjr

Mai apar forţele de frecare Ff care la motoarele uşoare rapide, de obicei, se neglijează.

424

Fig. 5.3. Schemă principia lă

pentru calculul forţei datorită

presiunii gazelor.Determinarea forţelor este necesară pentru dimensionarea sau

verificarea pieselor principale ale motorului, determinarea oscilaţiilor (vibraţiilor) de torsiune şi a sarcinilor în lagăre, precum şi pentru echilibrarea motorului.

Forţa datorită presiunii gazelor (fig. 5.3) se obţine cu relaţia:

în care: pg = pgj - pc, in daN/cm2; pp - presiunea gazelor din diagrama indicată; p0 - presiunea mediufui ambiant (po — 1 daN/cm2); D - alezajul cilindrului, în cm.

Forţele de inerţie, presupun calculul maselor reduse ale pieselor în mişcare. Masele se reduc la axul bolţului având în acest caz masa redusă a pieselor în mişcare de translaţie m j( şi la axul manetonului masa redusă a pieselor cu mişcare de rotaţie mir (fig. 5.4).

Piesele care participă la producerea forţelor de inerţie sunt pistonul, biela şi arborele cotit.

Masa pistonului (pistonul propriu-zis, bolţul şi seg-menţii) mp, se consideră concentrată în axul bolţului.

Masa bielei se poate reduce la trei sau două puncte.

pmi-l

Când reducerea maselor se face în două puncte se pun următoarele condiţii: suma maselor reduse mbl şi mb2 trebuie să fie egale cu masa bielei; momentele maselor mbl şi mb2 faţă de centrul de greutate A, trebuie să fie egală, iar suma momentelor de inerţie ale celor două mase faţă de axa care trece prin centrul de greutate este egală cu momentul de inerţie al bielei faţă de aceeaşi axă, adică:

426

Fig. 5.4. Masele reduse ale pieselor mecanismului motor.

nibl + mb2 = mb;

rribi b = mb2a; (5.12)

mbl b2 + mb2a2 = Ib .

Masele reduse mbi şi mb2 considerate in axul bolţului respectiv axul manetonului sc obţin prin rezolvarea ecuaţiilor (5.12).

ambi = mb Ţ ;

mb2 = m„ ţ . (5.13)

Masa neechilibrată a arborelui cotit mc se compune din două mase mcl, echivalentă cu conturul 1-2-3^1 şi mc2 echivalentă cu conturul 1-4-3-7-6-5. Masa mcl se consideră concentrată în axul manetonului. Masa redusă la axul manetonului mc2r se obţine din condiţia ca această masă să creeze aceeaşi forţă centrifugă ca masa mc2 (sc consideră că cele două mase acţionează la razele r ş i p faţă de axa de rotaţie a arborelui cotit), deci:

mc2r r QJ2 = mc2 p ct)2 ,

de unde

mc2r = mc2 ^ . (5.14)

Se obţin astfel masele:

mit = mp + mbi (5-15)

Şi

niir = mb2 + mc = mb2 + mci + mC2r, (5.16)

care servesc pentru calculul forţelor de inerţie Fjt şi Fir. Forţele de inerţie Fu ale maselor în mişcare de translaţie:

Fit = -m„ a = -(mp+mbi)a, (5.17)

în care m^ (fig. 5.5) este masa redusă a pieselor cu mişcare dc translaţie. Forţe/e de inerţie Fir ale maselor în mişcare de rotaţie:

Fir = mir r OJ2 = ( mc + mb2) r co2, (5.18)

în care mjr este masa concentrată în axul manetonului a pieselor cu mişcare de rotaţie.Forţa rezultantă, reprezintă suma dintre forţele datorate presiunii gazelor şi forţele de inerţie

ale maselor în mişcare de translaţie (fig. 5.6):

F2 = Fg±Fit. (5.19)

Forţa Fy este îndreptată de-a lungul axei cilindrului, iar mărimea şi sensul acestei

428

forţe se schimbă în funcţie de mărimea şi sensul forţelor de inerţie F it, care în prima jumătate a cursei pistonului de la pms !a pmi su it îndreptate în sus şi se opun mişcării pistonului. în a doua jumătate a cursei, forţele de inerţie coincid eu sensul dc mişcare al pistonului. în continuare, fazele mişcării se repetă. Deci, forţele de inerţie ale maselor în mişcare de translaţie Flt sunt îndreptate dc-a lungul axei cilindrului şi variază ea mărime şi sens. în prima jumătate a cursei masele m jt

acumulează energie cinetică,

iar în a doua jumătate a cursei cedează energia cinetică acumulată. Conform legii de conservare a energiei, lucrul mecanic al forjelor de inerţie, la o rotaţie a arborelui cotit este nul. La creşterea turaţiei motoru-lui, acceleraţia pistonului şi forţele de inerţie Fit cresc proporţional cu pătratul turaţiei.

Variaţia forţelor Fg, Fit şi Fş-, în funcţie de unghiul de rotaţie al arborelui cotit, pentru un motor in patru timpi, este redată în figura 5.7.

430

Fig. 5.5. Forţele de inerţie Fii şi

Fir

Fig. 5.6. Forţele Fg, Fu şi F£.

Descompunând forţa F^ (fig. 5.8), pentru un unghi oarecare <p, în °RAC, apar două

componente: forţa FN, perpendiculară pe peretele cilindrului şi forţa FR, îndreptată de-a lungul axei

bielei.

Forţa FN apasă periodic pistonul pe peretele cilindrului, cauzând frecarea şi uzura acestuia, iar forţa Fb, tot periodic, solicită biela la comprimare, întindere şi flambat.

Prin deplasarea forţei Fb, pe linia ei de acţiune, până la axul manetonului B şi descompunerea acesteia după direcţia radială şi tangenţială, se obţine forţa tangenţială Ft şi forţa radială Fr:

i1

A

X I

n

' t"

/h» ' 360 i ' i

tta

if

\ /

Fig. 5.7. Variaţia forjelor Fg, Fit ŞÎ F£ in funcţie de

unghiul de rotaţie al arborelui cotit.

432

Fig. 5.8. Descompunerea torţei Fj; şl a forţei F|).

yfRA

5"

F, = Fbsin(y}+/3) =cos /?

sin (<p + fi ) ; (5.20)

433

Fr = Fbcos(y>+j8) = ^^cos(yj+/3)(5.21)

5"

Valorile funcţiei sin (<p + f3) /cos /3, pentru diferite rapoarte y = A, sunt redate

în tabelul 5.1, iar ale funcţiei cos (<p + jS) /cos în tabelul 5.2.

Obişnuit, forţele FG; FN; FT şi FR se raportează la 1 cm2 din suprafaţa pistonului (fig. 5.9).Momentul motor instantaneu (fig. 5.10) este produs de forţa tangenţială, fiind definit de relaţia:

435

5"= Ft r = -^4 sin(y?+/3) cos p

(5.22)

436

5"Forţele FN, între care este braţul H, formează momentul de răsturnare instantaneu Mr, egal şi

de sens contrar cu momentul motor:

MR =-FNH = -HFstg/3 = - ^ s i n ( ^ + / 3 ) = - Mm . (5.23)

Se observă că variaţia momentului motor instantaneu urmăreşte modul de variaţie a forţei Ft

(fig. 5.11).

Momentul motor serveşte pentru antrenarea roţilor motoare, iar momentul de răsturnare se

transmite reazemelor motorului.

437

Fig. 5.9. Variaţia tortelor unitare Fb, fn. Fi şi Fr, in

funcţie de unghiul de rotaţie al arborelui cotii.

Fig. 5.10. Momentul motor Mm şl momentul de răsturnare Mr-

438

SimbolpSimbol

1/3,21/3,41/3,61/3,81/4,01/4,2

0+0,00000,00000,00000,00000,00000,0000—36010+0,22730,22400,22120,21870,21640,2144-

35020+0,443(10,43700,43170,42690,42270,4187—34030+0,63690,62880,62150,61500,60910,6038-

33040+0,79980,79030,78180,77430,76750,7614—32050+0,92450,91470,90600,89830,89150,8854-31060+1,00660,99770,98990,98310,97690,9714-30070+1,04481,03811,03221,02701,02241,0182-2908(1+1,04091,03741,03421,03141,02891,0267-28090+1,00001,00001,00001,00001,00001,0000-270100+0,92870,93230,93540,93820,94070,9429-

260110+0,83460,84130,84720,85240,85700,8611-250! 120+0,72550,73430,74210,74900,75510,7606-

240L30+0,60760,61740,62610,63370,64060,6467—2301400,48580,49530,50380,51130,51810,5242-

220150+036310,37130,37850,38510,39090,3962210160+0,24100,24700,25230,25710,26140,2653-2001

170+0,12000,12330,12610,12860,13090,1329-190ISO+n.uooo0,00000,0000n.oooo(l.(U)OO0.0000-180

Tabelul 5.1Viiturile funcţiei sin (<P+fi) /cos/5

SimbolSimbol1/3,21/3,41/3.61/3,81/4,01/4,2

(1+1,00001,0000;.[)0001,00001,00001,0000+36010+0,97540,97590,97640,97690,97730,9776+35020+0,90290,90510,90700,90860,91030,9118+34030+0,78600,79170,79580,79970,80300,8061+33040+0,63430,64230,64940,65570,66410,6665+32050+0,45390,46560,47600,48510,49330,5006+31060+0,25660,27190,28540,29730,30790,3175+30070+0,05320,07180,08790,10220,11490,1261+29080-0,14470,12440,10640,09060,07650,0640-28090-0,32910.10770,28910,27280,25820,2453-270100-0,49200,47170,45370,43790,42380,4113-260110-0,63070,61230,59610,58190,56910,5578-250120- '0,74340,72810,71460,70270,69210,6825—240130-0,83170,81990,80960,80040,79230,7850-2301400,89780,88980,88270,87640,87070,8655-220150-0,94510,94040,93620,93240,92900,9259-210160-0,97640,97430,97230,97060,969(10,9676-200170-0,99430,99370,99320.992^0,99240,9920190| 180■l,()(Kl()i.00(101,00001,0000[ ,00001,0000-180

Tabelul 5.2Valorile funcţiei cos (<p + /cos/i

O ~90 180" 2% 360 450 540 630 720 ^Râfl Fig. 5.11. Variajia forţei F( şi momentului Mn în funcţie de unghiul de rotaţie al arborelui cotit.

La motoarele in patru timpi monocilindrice (v. fig. 5.11) momentul motor este funcţie periodică, a cărei perioadă Tm este egală cu perioada unui ciclu funcţional Tc (Tc = Jt rm, în care Tm

este numărul de timpi).La motoarele polici-

lindrice cu i cilindri cu a-prinderi sau injecţii uniformi repartizate, dccala-u: intre aprinderi sau injecţii este Tm

= Jt Tm/i

(fig. 5.12).Variaţia momentului

motor Mm al motorului policilindric cu şase cilindri în linie, este redată în figura 5.13, iar momentul motor mediu se obţine cu relaţia:

439

avm\ 120 [ 24tT | 36CT I 46CT 500" | 720*

ŢFbaţia arborelui cotit A2?

Ordinea de

funcţionare 1-

5-3-6-2-41

Fig. 5.12. Decalajul între aprinderi sau injecţii Ia un motor cu şase

cilindri.

Unghii de rotfe □ orbo-reU cotit din poziţia iniţială

60* «CT 300* 420* 54CT 660*

( Mm )med = 1

r o

M m d < p , (5.24)

440

care se rezolvă prin planimetrarea ariei corespunzătoare unei perioade Tm.La motoarele cu cilindri în V, la fiecare maneton al arborelui cotit se articulează câte două biele.

Schema unui motor cu opt cilndri aşezaţi în V este redată în figura 5.14.a. In acest caz decalajul între colurile arborelui cotit este 90°, la care sc asigură o echilibrare mai avantajoasă decât la un decalaj de 180°.

441

\i ^ %

L :| L

Motoarele cu cilindri în V putând fi considerate ca motoare cu două rânduri de cilindri, rezultă că forţele şi momentele care apar in timpul funcţionării se obţin similar ca la motoarele cu cilindri în linie, cu precizarea că în acest caz se obţin o serie de avantaje privind echilibrarea şi utilizarea mai raţională a spaţiului afectat montării motorului (fig. 5 .14.b).

442

i80Tn=1c/i=720/6=120

Fig. 5.14.a Schema unui motor cu opt cilindri aşezaţi înV.

Motoarele cu cilindri opuşi (fig. 5.15) se pot, de asemenea, considera ca fiind formate din două motoare, fiecare cu cilindri în linieri în acest caz se obţin unele avantaje privind echilibrarea şi montarea acestor motoare pe autovehicule.

Atât la motoarele cu cilindri în linie, cât şi la motoarele cu cilindri în V sau cilindri opuşi, viteza unghiulară (O şi momentul motor instantaneu au variaţii periodice (fig. 5.16). Aceste variaţii sunt produse de variaţiile periodice ale presiunii gazelor din cilindri şi de schimbarea poziţiei pieselor mobile ale mecanismului motor, fiind cauza oscilaţiilor (v. subcap. 5.4).

443

Fig. 5.13, Variaţia momentului motor în funcţie de unghiul de

rotaţie al arborelui cotit, pentru un motor cu şase cilindri.

90'

Ordinea de

funcţionare 1.5-4-

8-6-3-7-2

Fig. S.14.b Momentele Mm pentru diferite motoare.

Uniformizarea momentului motor, respectiv a mişcării mecanismului motor, este o cerinţă importantă pentru funcţionarea autovehiculelor. Condiţia de uniformizare este îndeplinită când momentul rezistent Mrez (încărcarea motorului) este egal cu momentul motor Mm (sarcina) pentru orice <p, în °RAC.

Deoarece sarcina se poate modifica numai de la ciclu la ciclu, iar momentul motor este variabil şi în interiorul unui ciclu, rezultă că uniformizarea mişcării se poate soluţiona numai apelând la ecuaţia energiei.

Pentru studiul uniformizării mişcării, se consideră Mrez = ct, putând astfel scrie ecuaţia energiei sub forma:

dai21 i r2 d(-mirw2) = — d(mir (O 2 ) = J

= (Mm - Mrez) d <p,

444

Fig. 5.15. Forjele Ft, la un motor cu cilindri

opuşi.

120 150 ISOCfRAC]

NijnsifV/iMm medV

Fig. 5.16. Variaţia vitezei unghiulare w şi a momentului Mm, in funcţie de unghiul de

rotaţie al arborelui cotit.

(5.25)

în care: w şi CO sunt viteza, respectiv viteza unghiulară a maselor reduse la axa manetonului; mir - masele pieselor în mişcare, reduse la axul manetonului; J - momentul de inerţie al maselor reduse.

445

sub forma:

5=102

5=059

5=025

360 5i0 Fig. 5.17. Influenţa numărului de cilin dri asupra uniformizării momentului motor.

d (O, ecuaţia (5.25) poate fi scrisă

Mm-Mr JUn motor funcţionează cu atât mai uniform

, d a ) . . . .cu cat termenul -jţ care reprezintă acceleraţia

unghiulară este mai redus. Această condiţie se realizează pe calea măririi numărului de cilindri (fig. 5.17) sau prin mărirea momentului de inerţie, ceea cc presupune utilizarea unui volant.

Momentul creat de volant trebuie să asigure funcţionarea stabilă a motorului la turaţia mi-nimă de mers in gol şi acumularea energiei cine-tice necesare arborelui cotit în timpul pornirii motorului. Cu mărirea

numărului de cilindri ai 720 #!Î AC) motorului, scade rolul volantului.Gradul dc ncuniformitatc al momentului motor se obţine cu relaţia:

c Mm max — Mm min

d = ---------—--------------- (5.27)mm med

care scade odată cu mărirea numărului de cilindri (v. fig.5.17), sau cu mărirea unghiului dc decalare între cilindri, la motoarele in V (v. fig.5.14).

5.3. ELEMENTE PRIVIND TEORIA ECHILIBRĂRII MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

Un motor cu ardere internă, este echilibrat când rezultanta tuturor forţelor şi momentelor variabile care acţionează asupra reazemelor, se anulează. Aceasta presupune echilibrarea forţelor de inerţie datorate maselor în mişcare de translaţie de ordinul întâi,

Fit, = -mjt r OJ2 cos , (5-29)

a forţelor de inerţie datorită maselor în mişcare de rotaţie,

Fir = mir r ft)2, (5.30)

446

Ţinând seama că d GJ2 = 2wd(t) = 2d r

d a) d r

(5.26)

precum şi ?. momentelor create de aceste forţe MUl; Mjt2 şi Mu-,

Echilibrarea unui motor cu ardere internă se poate realiza atât prin dispunerea convenabilă a cilindrilor şi colurilor arborelui cotit, cât şi prin aplicarea unor contra-mase (contragreutăţi) ale căror forţe de inerţie anulează total sau parţial forţele de inerţie şi momentele acestora.

447

Momentul de răsturnare Mr, egal şi de sens contrar momentului motor Mm, nu poate fi echilibrat, el trebuie să fie preluat de suspensia motorului.

448

5.3.1. Echilibrarea motoarelor monocilindrice

5.3.1.1. Echilibrarea forţelor de inerţie produse de masele în mişcare de rotaţie. Masa redusă la axul manetonului mir (fig. 5.18) poate fi echilibrată prin plasarea a

mirx

două mase —— pe coturile arborelui cotit, la distanţa rx faţă de axa de rotaţie.

Din egalitatea forţelor centrifuge,respectivm

rx m1

2

449

mir r QJ2 = 2

şi alegând raza rx, rezultă masa

(5.31)mirx = mir

2

Fig. 5.1 S. Echilibrarea forţelor de inerţie Fir.

5.3.1.2. Echilibrarea forţelor de inerţie produse de masele în mişcare de translaţie. în acest caz se pune problema echilibrării atât a forţelor de inerţie de ordinul întâi (relaţia 5.28), cât şi a celor de ordinul doi (relaţia 5.29).Echilibrarea parţială a forţelor dc inerţie de ordinul întâi sc poate realiza prin plasarea unei mase m^, pe cotul arborelui cotit (fig. 5.19). Masa mu se obţine din relaţia: Fitj = Fiv,sau

(D2cos<p = mK rx (O2 cos (p,de unde

mtx = mii

cos <p, echili- rămâne însă

componenta

sin <p, care solicită lagărele. Din a-

ceastă cauză echilibrarea este doar parţială, cu excepţia punctelor

moarte când componenta Fi H = 0.

450

ni i .

(5.32)

Deşi componenta F1V

brează forţa de inerţie F

= mtx rx<°

= m, rx(D<1HFig. 5.19. Echilibrarea parţială a forţei de inerţie Fjţj la un motor monocilindric.

Echilibrarea totală a forţelor de inerţie de ordinul întâi Fitj şi doi Fit^ ^fig. 5.20), serealizează prin intermediul unor arbori suplimentari. Astfel, echilibrarea totală a forţelor F it

presupune existenţa arborilor Oj şi 02 antrenaţi prin roţile dinţate 1 şi 2,

Mişcarea se primeşte de la roata dinţată 3, prin intermediul roţii 4. Viteza unghiulară a roţii 1 este w, iar a roţii 2 este-ft).

Fig. 5.20. Echilibrarea totală a forţelor de inerţie Fitl si Fit2 la un motor monociUndrtc.

Masele m^ care se plasează pe roţile 1 şi 2 se obţin din egalitatea:

2 Fiv = Fh],

sau

2 mtt rx OJ2 cos <p = mu r ft)2 cos <p ,

de unde rezultă

mu = — — . (5.33)

451

Forţele F1H produse de masele plasate pe roţile 1 şi 2, se anulează reciproc, pentru orice unghi <p

de rotaţie al arborelui cotit.

Echilibrarea totală a forţelor Fit^ necesită montarea a încă doi arbori 03 şi 04 antrenaţi prin roţile

dinţate 5 şi 6, cu vitezele unghiulare 2 QJ respectiv -2 co. Masele m^ care se plasează pe roţile 5 şi 6

se obţin din egalitatea:

2F2V = Fit2,

sau

2 ntty Ty (2 ft))2 cos 2 <p = m;t r ft)2 X cos 2 <p ,de unde

mty = | mit A y-. (5.34)

Forţele F2H pentru cele două roţi 5 şi 6 se anulează reciproc, pentru orice unghi de rotaţie al arborelui cotit.

Echilibrarea totală a forţelor Fiti şi Fj, fiind costisitoare, se aplică doar la unele motoare

monocilindrice cu întrebuinţări speciale (pentru prototipuri experimentale etc).

5.3.2. Echilibrarea motoarelor policilindrice

5.3.2.1. Echilibrarea motoarelor cu doi cilindri. Se disting patru cazuri: motoare fără decalaj între coturi, cu decalaj de 180°, motoare cu cilindri opuşi şi motoare cu cilindri în V.

La motoarele fără decalaj între coturi (fig. 5.21) forţele care trebuie echilibrate se obţin cu relaţiile:

2 Fitj = 2 mjt r 0JZ cos (p ,

452

2 Fjt2 = 2 mit r co2 X cos 2 <p , (5.35)

453

2 Fir = 2 mir r ft)2.

Fig. 5.21. Forţele de inerţie care apar la un motor ca doi cilindri fără decalaj intre cotările arborelui cotit.

Momentele Mj,; Mjt şi Mir sunt nule.

La motoarele cu decalaj de 180° între cotari (fig. 5.22), se observă că:

2 Fit! = 0

2 Fjt2 = mit r OJ2 X cos 2 ) = = 2 mjt r ft)2 A

cos 2ţp,

I Fir = 0.

Momentele create de forţele de inerţie sunt:

= F„ta, Mitj = 0 , (5.37) h Mir = Fira.

unde a este distanţa dir're axele cilindrilor.Motoarele cu cilindri opuşi (fig. 5.23), produc următoarele forţe şi momente: 2 Fitl = 0, 2 Fit2 = 0,

2 Fir = 0, 1

Mitl = Fitla * 0 , (5.38)

Mitî = Fit2a * 0,Mir = Fi,a / 0.

Se observă că în acest caz

forţele de inerţie sunt nule, trebuind

echilibrate doar momentele create

de aceste torţe.

(5.36)

454

112

fr

Fig. 5.22. Forţele de inerţie care apar la un motor cu doi cilindri cu decalaj de 180° între colurile arborelui cotit

Fig. 5.23. Forţele de inerţie care apar la un motor cu doi cilindri opuşi.

La motoarele cu cilindri aşezaţi în Vcu decalaj de 90° (fig. 5.24) forţele care trebuie echilibrate se obţin sub forma unor rezultante R, (rezultanta forţelor de inerţie de ordinul 1) ici R2 (rezultanta forţelor de inerţie de ordinul 2).

Fig. 5 24. Forjele de inerţie care apar la un motor cu cilindri tn V.

Rezultanta forţelor de inerţie de ordinul întâi:

Ri = 2 Fit, = V Fitf + Fi? ,iar

Fiii = m" rOJ2cos<p ,Fu, = mit r O)2cos (270° + < p ) =

= mu " (O2 cos (90° - <p ) = mu r co2 sin <p .Deci,

Ri = mit r co2. (5.39)

Similar

R2 = 2 Fit2 = V Fit2 + Fi,? ,

iar

Fji2 = mjt r to2 A cos 2 <p , Fit2 = mit r (O2 X cos 2 (90° - <p )

= -mit r a)2X cos 2

rezultând:

R2 = V-2 mit r tu2 A cos 2 p . (5.40)

Momentele Mit; Mit §i Mir sunt nule.

5.3.2.2. Echilibrarea motoarelor cu trei cilindri. în cazul când decalajul între coturi

este de 120° şi ordinea de funcţionare 1-3-2 (fig. 5.25), forţele şi momentele de inerţie au valorile:

Fitl = 0; Fitl = 0; Fir = 0; (5.41)

Mitj = Fjtj r O)2 a (1,5 cos tp - 0,866 sin <p ), Mit2 = Fjt2 r a)2 X

a( 1,5cos2<p + 0,866sin2 < p ) , Mjr = 1,732 Fir a.

5.3.2.3. Echilibrarea motoarelor cu patru cilindri. Se deosebesc mai multe tipuri de motoare cu patru cilindri, printre care motoare cu decalaj dc 90° şi 180" între coturi, motoare cu cilindri opuşi şi motoare cu cilindri în V.

La motoarele cu decalaj de 90° între coturi (fig. 5.26), forţele de inerţie sunt nule, astfel:

Infalafafa*|« . r—*(|irT L faa, b ,

Ordinea de funcţionare 1-3-2

Fig. 5.25. Forjele care apar la un motor cu trei cilindri cu decalaj de 120° Intre colurile arborelui cotit

U! Frt2

2 Fiti = o ; 2 f„2 = o ; 2 F i r = o .

fafa

fafa

458

fa

Fig. 5.26. Forjele care apar la un motor cu patru cilindri cu decalaj de 90 Intre colurile arborelui colii.

Momentul produs de forţele de inerţie de ordinul întâi, faţă de punctul A, este:

Mit = m,t r ft)2 a ( 3 cos <p - sin <p ) . (5-42)

Valoarea maximă a momentului are loc pentru <p = 161 °34' şi 341°34' fiind:

Mi,lmax = 3,162 mu r ft)2 a. (5.43)

De asemenea, Mj^ *= OşiMir * 0.

Motoarele cu decalaj între cotari de 180° (fig. 5.27) sunt supuse următoarelor forţe: 2 Fitl = 2 mit

r ft)2 cos <p + 2 mit r ft)2 cos (180° + <p ) = 0;

= 4 mit r G)2 A cos 2 (p; (5-44)

: 0.

Fig. 5.27. Forjele care apar la nn motor cu patru cilindri cu decalaj de 180" între colurile

arborelui cotit

Momentele Mjt; Mit2 şi Mir sunt nule.în cazul motoarelor cu cilindri opuşi şi cu decalaj de 180° între coturi (fig. 5.28):

S F», = 0; 2 F i l 2 = 0 ; E Flr = 0;

(5.45)

459

1X1

>am

Ordinea de funcţionare 1-3-

4-2

Mjt, = 0; Mjt2 = 2 mit r ft)2 A a cos 2 <p ; Mir = 0.

Echilibrarea momentului Mit2 se realizează prin mase suplimentare montate pearbori, ce se rotesc cu turaţie dublă faţă de turaţia arborelui cotit.

La motoarele cu patru cilindri în K(fig. 5.29), cu unghiul între axele cilindrilor de 90° şi decalaj ul coturilor 180° cu ordinea de funqionarc 1-3-2-4, rezultanta forţelor este:

2 F l r = ( 2 F i r ) u - ( 2 F i r ) v = o 5 i 2 * 4 - (2nk)u-

(2M M - o

iar

2 FH2 = ( 2 F>0i,2+ (2 Fit2)3i4 = 2v""2 mit r ft)2 A cos 2 ţp(5.46) acţionează

în planul orizontal şi trebuie echilibrată.

460

Fig. 5.28. Forjele care apar la an motor cu pat™ cilindri opuşi şi decalaj de 180°colurile arborelui coliL intre

461

Forţele Fir şi crează momentele:

H r = ( 2 F i r ) u a ^ 0 ; ş i Mih

= (2 Fiii) 12 a = mit r Q)2 a

Fig. 5.29, Forţele care apar la un motor < patru cilindri tn

V.

462

(5.47)

(5.48)

Momentul forţelor de inerţie de ordinul doi este nul.

O sinteză a forţelor şi momentelor de inerţie care apar, pentru diferite soluţii de motoare termice cu piston, în patru şi doi timpi, este redată în tabelul 5.3.

Nr. cilindrilorSchema aşezării caturilor arborelui cotitUnghiulîntre aprinderi, [grade]Ordinea de funcţionareForţe de inerţie maximeMomente de inerţie maxime

FirFitlFit2MirMjtiMit20123456789Motoare în patru timpi cu cilindri în linie2ML fî\3601-2mirra)23

mjt r comit r <u20002j1Ir]-*180 Si

5401-202mjt r co2m.it i w2A000312401-2-32mir r co2m;ţ r o22m|t r aP"X000

«tfVH/ttr i1-3-2000*0*04! 1-L- A1801-2-4-30fi4mn r co2Aooo

iTireîf^* 1

o5fii

i!3i i :000=*0?*0* 0

Tabelul 5.3Forţele şi momentele de inerţie pentru diferite soluţii de

motoare termice cu piston

http://2m.it/

^«B-sin(43Fig. 5.30. Schema

producerii oscilaţiilor de torsiune sub influenţa forţei

tangenţiale.

Fig. 5.31. Amplitudinea oscilaţiilor in funcţie de

raportul Ve = Vp.

5.4. OSCILAŢIILE ARBORELUI COTIT

Forţele care apar în funcţionarea motorului se transmit la arborele cotit, dând impulsuri periodice cu anumite frecvenţe. în acelaşi timpi, arborele cotit, datorită elasticităţii sale, odată deformat execută oscilaţii de încovoiere şi torsiune, în jurul poziţiei sale de echilibru, cu anumite frecvenţe proprii. Frecările interioare ale materialului şi cele din lagăre amortizează parţial aceste oscilaţii. Sunt însă cazuri când frecvenţele oscilaţiilor proprii şi ale armonicilor impulsurilor se egalează, apărând în acest caz fenomenul de rezonanţă. în astfel de situaţii, amplitudinea oscilaţiilor şi solicitările materialului pot atinge valori limită care să conducă la ruperea arborilor cotiţi.

Oscilaţiile arborilor cotiţi se pot aprecia calculând frecvenţele oscilaţiilor proprii, precum şi ale armonicilor forţelor care apar în mecanismul motor, precum şi turaţiile pentru care apare rezonanţa, denumite turaţii critice, care trebuie evitate în funcţionare.

Oscilaţiile de încovoiere ale arborilor cotiţi sunt produse de forţe şi impulsuri care acţionează perpendicular pe axa arborilor cotiţi. Aceste oscilaţii sunt influenţate de precizia de execuţie a lagărelor, execuţia şi modul de montare a arborilor cotiţi, uzura cuzineţilor şi fusurilor etc. Uzura anormală a unui cuzinet provoacă apariţia unui joc excesiv în lagărul respectiv, iar arborele cotit va oscila cu frecvenţe corespunzătoare porţiunii dintre cuzineţii rămaşi în funcţiune, deformaţiile putând atinge valori periculoase, care să conducă chiar la ruperea arborelui cotit. Rezultă, deci, atât importanţa deosebită care trebuie acordată execuţiei şi montării, cât şi întreţinerii optime a elementelor care concură la reducerea oscilaţiilor de încovoiere.

Oscilaţiile de torsiune (răsucire) sunt mai periculoase decât oscilaţiile de încovoiere (fără a le putea neglija nici pe acestea, deoarece, practic, apar o serie de ruperi ale arborilor cotiţi care nu pot fi explicate prin oscilaţii de torsiune).

Şi în cazul oscilaţiilor de torsiune ele devin periculoase Ia rezonanţă, respectiv la atingerea turaţiilor critice.

Schema producerii oscilaţiilor de torsiune, sub influenţa forţei tan-genţiale, este redată în figura 5.30. Forţa tangenţială F, are un caracter periodic, B fiind amplitudinea, Ve - frecvenţa de excitaţie, iar X - timpul.

Notând cu Vp

frecvenţa oscilaţiilor proprii ale arborelui cotit la rezonanţă, apare egalitatea ve = Vp (fig.5.31).

467

I ciclul de lucru

Ipm) pms

. 5.33. Variaţia forjei Ftg şi armonicelor pentru un motor în patru timpi.

Amplitudinea maximă a oscilaţiilor se obţine cu relaţia:

A = (pa™ r, (5.49)

în care: pmax este unghiul maxim de deformaţie, iar r - ra2a arborelui.Pentru studiul oscilaţiilor arborelui cotit, se apelează la sisteme oscilante convenţionale.Schema de înlocuire a unui motor cu şase cilindri, printr-un sistem oscilant, este redată în figura

5.32. Sistemul echivalent pentru studiul oscilaţiilor este compus din porţiuni cilindrice de arbore de secţiune constantă, fără masă, însă cu rigiditatea arborelui real şi din masele concentrate mi; m2;...; m7 care sunt egale cu masele elementelor mobile.

Se procedează apoi la determinarea oscilaţiilor libere ale sistemului oscilant, apoi^a oscilaţiilor forţate (sub acţiunea forţei Ft sau a momentului motor M m de excitaţie). In studiu este indicat a analiza separat influenţa forţelor datorită presiunii gazelor, a forţelor de inerţie sau a momentelor datorate acestor forţe. Variaţia forţei tangenţiale F tg şi a armonicelor acesteia, aferentă forţei datorate presiunii gazelor Fg pentru un motor în patru timpi, este redată în figura 5.33.

Un termen de rang m al armonicelor va avea frecvenţa de excitaţie:

2 n _.„.vem = -=- m, (5.50)

în care: n este turaţia motorului; X - numărul de timpi; m - rangul armonicii; ^ -

numărul de cicluri realizate pe minut (frecvenţa fundamentală).i k

La un motor în patru timpi, m = —, iar la un motor în doi timpi, m = ik, unde i

este numărul de cilindri, iar k = 1,2...Deşi arborele cotit execută oscilaţii forţate sub acţiunea forţei tangenţiale, respectiv a

momentului motor, se presupune că la rezonanţă sistemul oscilează după legea oscilaţiilor libere, adică frecvenţa oscilaţiilor libere este identică cu frecvenţa forţei sau a momentului excitator.

m=Q5(R

Fig. 5.32. Schema de înlocuire a unul motor cu şase cilindri prlnlr-un

sistem oscilant

Fig. 4.34

Turaţii critice

Determinarea grafică a

turaţiilor critice.

Considerând deci, că la rezonanţă

frecvenţa efectului excitator de un

anumit rangvem este egală cu frecvenţa

oscilaţiilor proprii vp, adică vem = vp, se

poate aplica o metodă grafică pentru

obţinerea turaţiilor critice (fig. 5.34).

[52]Practic, prezintă importanţă re-

zonanţa produsă de armonicele principale.

Pentru evitarea rezonanţei la regimurile de funcţionare ale motorului, se poate modifica rigiditatea sau masele sistemului. Se poate interveni şi prin schimbarea momentului de inerţie al volantului, însă, uneori se afectează negativ gradul de neregularitate al motorului.

O metodă practică pentru limitarea amplitudinilor oscilaţiilor de rezonanţă constă în utilizarea unor amortizoare de oscilaţii.

469

în funcţie de principiul aqiunii lor, amortizoarele de oscilaţii pot fi cu frecare şi dinamice (v. subcap. 6.5).

470

Fig. 6.1. Părţile principale ale unui piston. umerii mantalei.

6. MECANISMUL MOTOR

Mecanismul motor - mecanismul fundamental al motorului care realizează transformarea energiei termice în lucru mecanic -este compus dinpărp mobile (pistonul cu segmenţii şi bolţul, biela, arborele cotit) şipărţifixe (blocul cilindrilor, carterul, chiulasa şi elementele de îmbinare).

6.1. PISTONUL

6.1.1. Analiza funcţională a pistonului

Pistonul - elementul cel mai solicitat al mecanismului motor asigură evoluţia fluidului motor în cilindru şi transmite arborelui cotit, prin intermediul bielei, lucrul mecanic rezultat din transformarea energiei chimice a combustibilului.

împreună cu bolţul şi segmenţii, pistonul propriu-zis îndeplineşte următoarele funcţiuni: preia şi transmite bielei forţa de presiune a gazelor Fg, forţele de inerţie Fit, transmite cilindrului reacţiunea normală produsă de bielă FN; etanşează cilindrul în

ambele sensuri (împiedică scăparea gazelor în exterior şi pătrunderea uleiului în interior); asi-" gură reglarea cantităţii de

ulei pe oglinda cilin-§ I drului; creează o mişcare dirijată a gazelor în ci-|>r iindru; preia şi evacuează o parte din căldura

dezvoltată prin arderea combustibilului.

471

îndeplinirea acestor funcţii este asigurată de construcţia pistonului care se compune (fig. 6.1) din: capul pistonului care preia presiunea gazelor: regiunea port-segmenti (RPS) care conţine canalele pentru segmenţi; mantaua pistonului care ghidează pistonul în cilindru şi transmite forţa normală şi locaşurile bolţului sau

6.1.1.1. Deformarea pistonului sub acţiunea forţelor. Forţa de presiune a gazelor F g, care se transmite prin bolţ, este principala forţă ce acţionează asupra pistonului producând cele mai mari deformaţii. Această forţă acţionează asupra capului pistonului şi deformează pistonul astfel încât apăsarea mantalei pe cilindru tinde să se concentreze numai pe muchia ei inferioară, canalele pentru segmenţi se înclină faţă de planul transversal împiedicând aplicarea normală a segmenţilor pe suprafaţa cilindrului, iar deformarea umerilor mantalei determină apariţia unor sarcini concentrate în

472

0,06 Flexibilitateal/tm/N]

Fig. 6.3. Dependenţa consumului de ulei Cu şi a puterii

corespunzătoare pierderilor mecanice Pni de flexibilitatea

mantalei pistonului

.1.1.11

473

Fig. 6.2. Deformarea pistonului sub acţiunea forţelor care acţionează asupra lut.

zona A (fig. 6.2) care poate provoca distrugerea acesteia. Aceste deformaţii sunt mai pronunţate atunci când motorul lucrează în regim de suprasarcină.

Forţa normală FN apasă periodic pistonul pe peretele cilindrului şi dă naştere forţei de frecare Ffr

dintre piston şi cilindru, care produce uzura pieselor respectiveIntrucâ; forţa normală FN acţionează într-un singur plan, pistonul este aplicat pe cilindru numai

în planul de oscilaţie al bielei, normal pe axa locaşurilor bolţului. Ca atare mantaua este deformată de reacţiunea cilindrului, luând forma unei elipse cu axa marc după axa bolţului (fig. 6.2, b). Când diametrul mare al elipsei depăşeşte diametrul cilindrului apare pericolul de blocare a pistonului sau de rupere a părţii de ghidare a mantalei, ca urmare a neuniformităţii deformaţiilor. Neuniformitatea defor-maţiei mantalei pe generatoare duce la devierea axei verticale a pistonului şi a axei orizontale a canalelor de segmenţi faţă de axa cilindrului, şi, ca urmare, la uzura canalelor pentru segmenţi şi a segmenţilor înşişi, la consum mărit de ulei. Mărirea rigidităţii (reducerea flexibilităţii) părţii încărcate a mantalei pistonului duce la scăderea consumului de ulei Cu şi a puterii mecanice pierdute Pm (fig. 6.3).

Pentru a face faţă la aceste solicitări, se impune ca pistonul să aibă iniţial o rigidi tate adecvată astfel ca în timpul funcţionării deformaţiiJe să fie minime.

6.1.1.2. Mişcarea secundară a pistonului. Mişcarea pistonului în plan transversal între pereţii cilindrului cauzată de geometria pistonului şi a transmiterii mişcării este denumită mişcare secundară.

Această mişcare se compune din mişcarea laterală a pistonului şi cea de basculare, şi are un puternic efect negativ asupra funcţionării şi duratei de exploatare a motorului manifestându-se prin zgomote, consum de ulei, scăpări ale presiunii gazelor, deformaţii ale mantalei şi chiar griparea pistonului.

Forţa normală pe suprafaţa mantalei este variabilă ca mărime şi sens determinând uzura inegală a cilindrului. întrucât pistonul se montează în cilindru cu un joc A care

474

asigură deplasarea liberă, forţa FN deplasează pistonul în planul transversal al cilindrului (fig. 6.4, a, b). în decursul unui ciclu complet, pistonul unui motor în patru timpi îşi schimbă contactul cu suprafaţa de alunecare a cilindrului de 6 ori iar pistonul unui motor în doi timpi de 3 ori.

Forţa de frecare Ffr (produsă de FN), produce la rândul său şi un moment de basculare a pistonului în jurul axei de oscilaţie în apropierea p.m.s (fig. 6.4, c). în cazul pis-toanelor MAC, datorită formei camerei de ardere, forţa de presiune a gazelor Fg acţionează excentric, influenţând bascularea pistonului.

Mişcarea secundară a pistonului (bătaia acestuia) produce vibraţia cilindrului însoţită de zgomote caracteristice. Influenţa jocului A dintre piston şi cilindru asupra zgomotului se arată în figura 6.5.

Experienţa arată că bătaia pistonului are loc atunci când jocul diametral la montaj este mai mare de A = 0,001D (D este diamterul cilindrului).

Micşorarea jocului A constituie calea principală pentru reducerea mişcării secundare a pistonului şi reducerea consumului de ulei şi a scăpărilor de gaze spre carter.

6.1.1.3. Starea termică a pistonului. Alegerea optimă a jocului A depinde în mare măsură de modul de evaluare a stării termice a pistonului, care este determinată de transferul de căldură de la gaze la pereţii camerei de ardere şi de frecarea ansamblului piston-cilindru.

în contact cu gazele, pistonul primeşte o parte din fluxul de căldură şi se încălzeşte. După atingerea stării de echilibru termic pistonul transmite altor piese fluxul de căldură. Acesta este de oca. 8... 10% la MAS şi 15.. .20% la MAC din puterea dezvoltai Ujrb^eleootit.

Căldura preluată de piston în timpul funcţionării estetransferată într-o mică măsură fluidului motor proaspăt întimpul schimbării gazelor. Cantitatea principală de căldurăse evacuează la nivelul RPS. In funcţie de motor şi de tipulde construcţie al pistonului şi ca urmare a influenţei exerci-tate de acesta, segmenţii preiau între 50 şi 80% din fluxul decăldură preluat de piston (fig. 6.6). O bună parte dincăldură, 20...30% se evacuează prin manta, restul se trans-mite uleiului din carter care vine în contact cu partea inte- Fig. 6.6. Fluxul termic

rioară a pistonului precum şi bolţului şi bielei. prin piston.

475

0-601

20-30%

Fig. 6.4. Mişcarea secundara a pistonului {apucarea cu Fig. 6.5. Influenta jocului de montaj al

şoc şi bascularea pistonului, sub acţiunea forţelor FfV si Ffr)pistonului asupra zgomotului.

Evacuarea căldurii prin piston produce gradienţi de temperatură în pereţii acestuia. Cercetările

arătând că distribuţia temperaturii în acest caz depinde de forma capului şi construcţia pistonului şi

de o serie de alţi factori (turaţie, sarcină, raport de compresie, avans, conductivitatea termică a

materialului pistonului, coeficienţii transferului de căldură «ţrA La MAC distri- H 14 buţia

temperaturii de- 350 pinde foarte

mult de J 300 forma capului pisto-

§ 250 nului (fig. 6.7) spre|20Qj ,

deosebire de MAS 1 / I unde este

mai puţin influenţată (fig. 6.8). La

pistoanele cu cap plat temperatura

scade de la centru spre extremitate

476

150

f

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 îl 12 13 14 15 16 T7 18 1

/j Fig. 6.8. Distribuţia temperaturii m pistonul unui MAS.

AOO'

Fig. 6.7. Distribuţia temperaturii in capul pistonului la MAC, pentru diferite forme ale acestuia.

477

89;____

mac .J~alfcr

Variaţia temperaturii inlungul pistonului esteîntotdeauna aceeaşi: des-creşte de la cap la partea in-ferioară a mantalei (fig.6.9). ^

Fig. 6.9. Distribuţia temperaturii pe

suprafaţa pistoanelor pentru MAC şi

MAS.

Suprapunerea tensiunilor termice (datorate căldurii) şi tensiunilor mecanice (datorate forţei Fg)

duce la depăşirea maximului de temperatură admis (putând produce fisuri urmate de distrugerea

locală a pistonului). Din această cauzăjemperalu-ra la suprafaţa capului pistonului nu trebuie să

depăşească 360PC la cele din aliaje de aluminiu şi 500°C la cele din fontă sau oţel. Mărimea acestor

temperaturi locale diferă de la un piston la altul în funcţie de forma camerei de ardere. Din cele trei

tipuri de camere de ardere prezentate în figura 6.10 cel mai favorabil câmp de temperatură se obţine

cu camera de ardere cilindrică (fig. 6.10,a) şi cu cea sferică (fig. 6.10,b) în schimb, cea din figura

6.10,c prezintă gradienţi de temperatură cu mult mai mari (s-a considerat acelaşi material in cele trei

cazuri).

478

Nivelul maxim de temperatură a pistonului depinde de regimul de

funcţionare al motorului. Astfel, reducerea

sarcinii micşorează nivelul de temperatură

din piston (deoarece se reduce doza de

combustibil pe ciclu) iar reducerea turaţiei

are ţţjjţj—'n [rot/mH ace*a§* eêct (se reûce

numărul de cicluri în unitate de timp fig.

6.11).

Dependenţa temperaturii pistonului de coeficientul

excesului de aer X , de diametrul cilindrului D şî de

raportul de compresie £, este redată în figura 6.12.

Solicitările termice considerabile la care este^sutiusjiiston^de^êâzrfe^ ardere se manifestă în

special în zona capului pistonului şi a RPS. Există, astfel, următoarele zone periculoase de

temperatură: "a) zona capului, unde ca urmare a încălzirii mai pronunţate, are loc reducerea

rezistenţei mecanice a materialului (la aliajele de aluminiu, limita de curgere se reduce de peste 4

ori);

b) zona primului segment şi a RPS, unde este posibilă apariţia cocsării segmenţi-

lor (blocarea segmenţilor în canale);

c) zona mantalei, unde uleiul trebuie să posede o capacitate portantă ridicată.

Ca o consecinţă a încălzirii pistonului şi corespunzător distribuţiei temperaturii

se produce deformarea termică a pistonului. Aşa cum rezultă din figura 6.13, cele mai mari deformaţii apar în zona capului, pistonul dilatăndu-se radia) şi longitudinal.

479

E 300

"P"26

0 220

180

Fig. 6.11. Influenta regim ui de funcţionare

al motorului asupra temperaturii din

centrul capului pistonului

a b.c.Fig. 6.10. Distribuţia temperaturii în capul pistonului pentru

diferite Forme ale camerei de ardere.

2500"

c =16c > a.

■i >

L>

—1

L. hA

-\

—■

— - - 2 A

c—■

*-1

.,—

130 170210 250

Fig. 6.12. Variaţia temperaturii pistonului tp, In funcţie de coeficientul excesului de aer A, diametrul cilindrului 13 şi

raportul de compresie t.

480

10 14V5 13 18 22

if .

Deformarea pistonului datorită solicitării termice.

Dilatarea radială este inegală, pistonul luând o formă

eliptică cu axa mare a elipsei pe direcţia axei bolţului.

Dilatarea longitudinală dă pistonului o formă

tronconică, determinând (datorită dilatării mai mari a

capului pistonului) apariţia pericolului de gripaj şi

compromiţând aşezarea corectă a segmenţilor faţă de

suprafaţa cilindrului (prin înclinarea planelor cana-

lelor segmenţilor faţă de axa cilindrului). Piston Dacă

se compară deformările datorate soli-ca^ citărilor

termice (fig. 6.13) cu cele datorate solicitărilor

mecanice (v. fig. 6.2), se constată o deformare de

acelaşi sens în planul perpendicular pe axa pistonului

şi o deformare în sens contrar de-a lungul axei

pistonului (deformările termice fiind totuşi mai mari).

Principalele defecţiuni ale pistonului, cauzele

acestora şi posibilităţile de evitare sau remediere sunt

redate în tabelul 6.1.

în condiţiile unei exploater: raţionale, pistoanele

se uzează puţin, fiine' nenumărate cazurile când s-au

depăşit de câteva ori 100.000 km parcurşi de unele

autovehicule, fără înlocuirea pistoanelor.

481

Pistoanele motoarelor termice au construcţii diferite în funcţie de tipul motorului, condiţiile de lucru ale pistonului şi solicitările termo-mecanice la care sunt supuse.

Capul pistonului constituie partea principală care diferenţiază pistoanele. Forma capului dc piston trebuie să faciliteze arderea, fiind determinată deforma camerei de ardere.

La MAS, în patru timpi, se utilizează de obicei pistoane cu capul plat (fig. 6.14, a), deoarece în acest caz suprafaţa de schimb dc căldură este minimă, iar fabricaţia este simplă. Forma convexă a capului de piston rezistă mai bine (fig. 6.14, b), deoarece presiunea gazelor produce eforturi unitare de compresiune, dar are în schimb o suprafaţă mai marc dc schimb de căldură şi o fabricaţie mai costisitoare.

Forma concavă (fig.6.14, c) apropie camera dc ardere de forma semisferică, dar în concavitate sc poate acumula ulei care formează calamină.

Motoarele în doi timpi au pistoane cu capul bombat sau profilat (fig. 6.14, d, e, f) pentru îndeplinirea rolului de distribuţie a gazelor.

482

DefecţiuniCauzeConsecinţePosibilităţi de evitareRemediereJoc excesiv între piston şi cilindruUzură pronunţată a cilindrului şi a segmentuluiCompresie redusă (motorul nu trage)Rodare corectă şi evitarea supraîncărcării motoruluiînlocuirea pieselor uzateJoc insuficient între piston şi cilindruMontaj prea strâns. Rodaj insuficientîncălzirea anormală a motorului (chiar gripa re)Respectarea jocurilor de montaj şi rodarea corectă a motoruluiDacă apare gripa -rea, piesele respective trebuie înlocuiteGri părea pistonuluiDefecţiuni de ungere.Jocuri prea mici la montaj. Avans redus la aprindere. Defecţiuni la sistemul dc răcireOprirea motoruluiRespectareajocu-rilor de montaj şi întreţinerea perfectă a sistemului de ungere, aprindere şi răcireînlocuirea pieselor defectei Deformarea flancurilor de la canalele de segmenţi Supraîncălzirea capului pistonului sau arderea pistonuluiArdere detonantăReducerea puterii ,Intrarea uleiului în camera de ardere etc.Utilizarea benzinelor indicate. Reglarea corectă a aprinderii. Evitarea supraîncărcării motoruluiînlocuirea pieselor defecte

Tabelul 6 !

Principalele defecţiuni ale pistonului, cauze, consecinţe, posibilităţi de evitare şi remediere

6.1.2. Construcţia pistonului

La MAC cu injecţie indirectă, forma capului pistonului sc apropie de cea plană, având camere de ardere divizate. , La MAC cu injecţie directă, capul pistonului are formă de cupă mai mult sau mai puţin deschisă sau este modelat după forma jetului dc combustibil (fig. 6.14, g, h, i, j, k, 1).

483

La MAC cu raport mare de compresie, deoarece capul pistonului se apropie mult de chiulasa iar supapele sunt deschise la sfârşitul cursei de evacuare, apare pericolul de impact intre piston şi supape, pericol care se elimină prin evazarea capului de piston în dreptul supapelor.

Profilarea capului pistonului MAC a-sîgură performanţe net superioare faţă de parametrii obţinuţi în cazul pistoane-lor plate (fig. 6.15).

Pentru a mări rigiditatea capului pistonului partea lui inferioară se nervu-rează; nervurile favorizează într-o anumită măsură şi evacuarea căldurii, în schimb, provoacă tensiuni interne la fabricaţie.La pistoanele puternic solicitate termic este

necesar să se asigure condiţii pentru intensificarea răcirii (fig. 6.16). Regiunea portsegmenţi datorită solicitării termice neuniforme se execută cu dia-

metrul variabil mărindu-se către partea inferioară.

484

1!

Fig. 6.14. Ferme ale capului dc piston.

S/n1fuyr.■r Piston \ PlatPistoane profilate5 ^/ \3

F"Dv/77Dsl--- =

Fig. 6.15. Variajia consumului specific de combustibil şi a fumului, in funcjie de presiu medie efectivă, pentru câteva forme ale capului de i piston pentru MAC: 1 - forma j; 2 - forma 1.

Regiunea portsegmenţi are întotdeauna o grosime mai mare decât mantaua. Canalele pentru segmenţi trebuie executate cu racordări pentru reducerea concentrării de tensiuni. Pragurile dintre canale trebuie să fie rigide, în vederea asi

485

gurării unei poziţii corecte de

funcţionare a segmenţilor.Pentru reducerea solicitării termice a primului segment se folosesc o serie de soluţii, limitându-

se astfel încălzirea lui la 200-240°C. Astfel, pentru a împiedica orientarea fluxului de căldură numai către primul segment se racordează larg capul pişjojiuliuMa_Rj?S, cu raza Şl=J0fi5... 0,10} (fig. 6.17T a), sau se creează secţiuni înguste sau goluri, care reduc fluxul de căldură spre primul segment (fig. 6.17, c). în acelaşi scop canalul primului segment se aşază mai jos faţă de partea superioară a capului de piston cu 20.. .30 mm, de obicei sub marginea lui inferioară (fig. 6.17, b). Deoarece materialul din dreptul primului canal de segment îşi pierde mai uşor duritatea şi suportă atacul agenţilor corozivi, o soluţie foarte eficientă de protejarea lui o constituie utilizarea unor inserţii de metal, de forma unui inel cu canelură (fîg. 6.18, a, b, c, d), sau a unui disc inelar (fig. 6.18, c). Pentru a ridica rezistenţa împotriva uzurii, armătura canalului de segment se face din fontă austenitică. Ni sau Mg. Această metodă se foloseşte tot mai mult şi pentru al doilea canal de segment

(fig. 6.18, f, g). Armăturile canalelor de segmenţi se ancorează mecanic în materialul dc bază al pistonului pentru a rezista temperaturilor ridicate ale marginii pistonului. Discul inelar de oţel (fig, 6.18, e)se foloseşte cu succes la protecţia flancului

canalului dc segment la pistoanele turnate. Inserţiile de metal în RPS măresc durata de

serviciu a pistonului la 300.000 - 400.000 km parcurşi. în unele

486

Fig. 6.16. Pistoane cu răcire suplimentară.

a b c d e.

Vig. 6.17. Soluţii constructive pentru protejarea capului

pistonului şi a prunului segment

487

e. f. g.

Fig. 6.18, Protejarea canalelor de segmenţi prin inserţii de metal.

rot/min]Fig. 6.19. Influenţa inserţiei

primului segment asupra temperaturii pistonului.

Joc scrieFig. 6.20. Influenţa jocului in

RPS asupra temperaturii.

cazuri inserţia de metal se prevede şi pe capul pistonului în dreptul jetului de combustibil (v. fig. 6.17, d, e). Uzura acestor pistoane este de circa 6 ori mai mică decât uzura pistoanelor fără inserţie.

Influenţa inserţiilor de metal pentru canalul primului segment asupra temperaturii este redată în figura 6.19.

In general, la MAS, soluţiile menţionate nu sunt utilizabile deoarece complică construcţia pistonului, î! fac mai înalt şi deci cu masa mai mare (astfel distanţa de la cap la primul seg-mcnt este dc numai 4.. .7 mm).

Starea termică a pistonului este puternic influenţată şi de mărimea jocului dintre piston şi cilindru în RPS (fig. 6.20) şi de numărul dc segmenţi şi, mai ales, de poziţia lor în raport cu suprafaţa superioară a capului pistonului (fîg. 6.21). Se observă astfel că mărirea

489

Joc mârit jocului de la 0,62 mm

0 = 100 mm) la 1,5 mm, determină o creştere a temperaturii cu 50-55°C la suprafaţa pistonului şi deasupra primului canal de segment (prevăzut cu in-

serţic), precum şi o creştere cu 20-30°C sub primul canal tic segment. Mărirea numărului de segmenţi sau ridicarea lor mai aproape de capul pistonului, determină reducerea solicitării termice a RPS (distanţa de la capul pistonului la primul canal de segment se poate reduce până la (0,07.. .0,1)D, asigurând astfel scăderea temperaturii întregului piston).

Mantaua pistonului. Transmiterea forţei FN este asigurată de o parte a mantalei, pe care presiunea se distribuie neuniform pe un sector dc 80.. .100° (fig. 6.22, a, b), întrucât forţa normală lucrează într-un singur plan. Deoarece suprafaţa laterală pe sectorul 6 nu preia practieforjaportantă şi pentru a reduce masa pistonului, frecarea şi pericolul de gripa j mantaua se evazează în dreptul bolţului (fig. 6.22, c). Evazarea trebuie făcută şi pentru a permite dilatarea umerilor mantalei pe direcţia axială.

Datorită dilatării termice, a forţei presiunii gazelor şi a forţei FN, pistonul se deformează eliptic cu axa mare în planul bolţului. Această deformare se evită confecţionând iniţial pistonul sub formă eliptică cu ovalitate maximă A,,, axa mare

plasându-sc pc direcţia normală la planul bolţului (fig. 6.22, d). O lege de distribuţie a jocurilor pe direcţia radială se arată în figura 6.22, e. Trebuie acordată o atenţie specială acestei ovalităţi iniţiale deoarece mantaua eliptică influenţează eficienţa de e-tanşare la gaze. Creşterea ovalitaţii conduce la mărirea scăpărilor de gaze.

490

Fig. 6.21. Dependenţa temperaturii

pistonului de numărul de segmenţi

şi de poziţia lor.

Dacă în cazul MAS exigenţele sporite în ceea ce priveşte bătaia pistonului pot fi satisfăcute mai uşor (deoarece pistonul este mai puţin solicitat), la pistonul MAC trebuie acordată atenţie deosebită jocului maxim care variază in lungul mantalei. Descreşterea temperaturilor intre capul pistonului şi extremitatea mantalei, impune prelucrarea pistonului la diametre care cresc în acest sens. Forma unui piston (Marile),

491

Fig. 6.22. Distribuţia presunii şi a ovalitaţii radia le pc suprafaţa mantalei.

tronconic, la care porţiunea a-b este rotundă, iar porţiunile c-d şi e-f ovale, este redată în figura 6.23. La regiunea portscgmenţi se evită contactul cu cilindrul chiar la temperaturi maxime de funcţionare datorită condiţiilor impuse de ungere. Mantaua rămâne, în aceste condiţii, partea de ghidare a pistonului în cilindru. -

Pentru pistoanele MAS mantaua se construieşte de obicei elastică, prin practicarea unor tăieturi, care contribuie la reducerea temperaturii mantalei şi a jocului dintre manta şi cilindru.

. f

^----------1<-J- --

t'""îf]

mÎ 1

f ,11 11 ■

492

In dreptul axei bolţuluiLa 90* lato de axa

bolţuluiFig. 6.23. Piston cu profil complex.

Fig. 6.24. Poziţia tăieturii faţă de direcţia

forţei Fn.Tăictoikêpojiaa^blicjn lujûLmanjtaêjjiînjr^^ normal pe axa pistonului, sub canalul segmentului de ungere (fig. 6.24). Trebuie însă urmărit ca forţa să fie preluată de către partea pistonului fără tăieturi oblice. Pemru^s^f^rajmjocjjprirn în zona mantalei, la MAC sc folosesc pc scară largă pistoanele cu inserţie de metal cu coeficient mic de dilatare (invar^ şi oţel de calitate), care sc numesc autotermirc. Forma constructivă a pistonului este aceeaşi, cu deosebire că plăcuţele de invar suni îngropate în zona umerilor mantalei (fîg. 6.25, a) în timp ce plăcuţele de oţel sunt fixate pe conturul interior al pistonului (fig. 6.25, b). In primul caz invarul împiedică pur şi simplu dilatarea din cauza coeficientului de dilatare redus; în al doilea caz, plăcuţa de oţel şi aliajul de aluminiu lucrează ca o lamă bimetalică supusă încălzirii: plăcuţa de oţel frânează dilatarea aluminiuluiîar sistemul se curbează în direcţia e-vazării pentru a satisface condiţia de dilatare. In acest caz jocul dintre piston şi cilindru se reduce la 0,012 . . . 0,024 mm. Plăcuţele de oţel au şi rolul de a mării rigiditatea mantalei şi umerilor acesteia. Deformaţia mantalei în cazul pistonului autotermic este mai mică de 7. . . 10 ori decât deformaţia pistonului fără inserţii.

La pistoanele MAC nu se utilizează mantaua tăiată (nici longitudinal nici transversal).

Locaşurile bolţului. înălţimea la care se plasează axa locaşurilor se hotărăşte adoptând o soluţie de compromis între două considerente contradictorii: reducerea basculării pistonului impune plasarea locaşurilor in centrul de greutate al pistonului

iar uniformizarea repartiţiei reacţiunii cilindrului impune plasarea la jumătatea înălţimii mantalei.Pentru a atenua efectul de basculare, la motoarele moderne se dezaxează locaşul bolţului cu

distanţa e = (0,014. . . 0,025)D, în sensul forţei normale dezvoltate în cursa de destindere (fig. 6.26). Dacă dezaxarea se alege raţional sc obţine o distribuţie mai uniformă a solicitărilor, reducerea bătăii şi mărirea durabilităţii pistonului.

Pentru a împiedica deformarea locaşurilor de bolţ, a capului şi canalelor de segmenţi, locaşurile bolţului trebuie să aibă o rigiditate mare - rigiditate care se obţine prin intermediul nervurilor care transmit forţa de la capul pistonului la umerii mantalei şi micşorează deformarea (fig. 6.27, a).

*) Invarul este un oţel cu un conţinut dţ 36% Ni şi 64% yt, cu coeficient de dilatare a de 30de ori mai mic decât al

aluminiului.

ob.Fig. 6.25. Modul de montare ţi acţionare a plăcuţelor metalice la

pistoanelele autotemiice.

forţei normale.

Nervurile de legătură au forme diferite (fig. 6.27, b). La pistoanele matriţate nervurile se exclud, în acest caz partea interioară a ca

pului este racordată larg la RPS pe toată periferia. Pentru condiţii de lucru mai grele ale bolţului, se introduce in locaş o bucşă, acordându-se atenţie ungerii locaşului.

Spre deosebire de profilul complex al pistonului (v. fig. 6.23) in figura 6.28 se prezintă profilul

n )Ea i

i II III IV Fig. 6.28. Profilul longitudinal al

pistonului.

variante. Varianta I (cap tronconic, manUtşidia-metru constant) se aplică la pistoanelejuitoter-mSTVaîiantele II, IV şi V cu profilări tronconice pe secţiuni, complică prelucrarea, dar permit montarea pistonului cu joc redus. Varianta III este o situaţie simplificată in vederea prelucrării - pistonul este prelucrat cilindric în trepte.

Aşa cum s-a arătat, profilul transversal al pistonului este eliptic cu axa mare a elipsei perpendiculară pe axa bolţului.

Jocul la cald dintre piston (de Al sau Fc) şi cilindru A' variază in lungul pistonului, fiind mai mare la cap, pentru a preveni griparea, A'^p = (0,002 - 0,003)D şi mai mic la

manta, pentru a preveni bătaia pistonului A'mnlj = (0,001 - 0,002)D.

Jocul la rece A se alege în aşa fel încât la cald să se asigure jocurile menţionate, pentru pistonul

din aluminiu, Arap = (0,006 - 0,008)D şi Amanta = (0,0003 - 0,003)D, iar la cele din fontă A^p =

(0,004 - 0,006)D şi Amanta = (0,001 - 0,002)D.în figura 6.29 este redată construcţia pistonului de la motoarele D l 15, D-l 16, D-212 Alte soluţii constructive. Ţinând seama de solicitările mari la care funcţionează MAC, nu mai este posibilă utilizarea pistoanelor dintr-o singură bucată decât pentru motoarele cu diametru mic al cilindrului. Aliajele de metale uşoare sunt deseori neadecvate pentru a fi folosite în construcţia pistonului, solicitat în special termic, iar rezistenţa aliajelor de Al nu este suficientă faţă de solicitări.

De aceea se reunesc proprietăţile mai multor materiale, la construcţia unui piston care să reziste.Pistonul cu cap compus reprezintă o construcţie de piston la care capul pistonului şi zona

portsegmenţi constituie o parte a acestuia, iar mantaua şi lagărele pentru bolţ - cealaltă parte a pistonului. Ambele părţi sunt confecţionate din materiale diferite şi asamblate cu elemente de legătură (fig. 6.30).

Deşi au greutatea şi preţul de cost mai mare decât în cazul pistoanelor monobloc din aluminiu iar îmbinarea dintre capul pistonului este dificilă, pistoanele respective sunt justificate prin satisfacerea mult mai corectă a funcţiunilor ce Ie revin (v. subcap. 6.1.1) şi prin durata mult mai mare de exploatare.

Comparând variaţia temperaturii pentru un piston monobloc şi un piston compus la o presiune medie efectivă pc = 16 daN/cm2 (fig. 6.31) se observă că temperatura canalului primului segment scade de la 180°C la pistonul de Al cu inserţie (fig. 6.31, a), la 140°C la pistonul compus cu capul din oţel (fig. 6.31, b). Temperatura părţii superioare a capului pistonului compus este ceva mai mare decât la pistonul dintr-un singur metal (datorită conductibilităţii termice mai reduse), dar temperaturile mai mici din RPS şi manta permit construcţii cu jocuri mai mici decât în cazul folosirii pistoanelor monobloc, iar posibilitatea asigurării unei răciri mai eficiente (a capului pistonului compus) împiedică dilatările într-o măsură mai mare decât la pistoanele monobloc

O categorie aparte o reprezintă soluţiile constructive de pistoane prezentate în figura 6.32, şi anume, pistonul cu cap încrucişat (fig 6.32, a) şi pistonul Elsbett (fig. 6.32, b).

497

Fie. 6.29. Pistonul motoarelor D-115; D-116; D-22I.

Fig. 6.30. Asamblarea pistoanelor compuse.

501

Despărţirea clară a camerei de ardere de manta creează posibilitatea ca fiecare parte componentă a pistonului să fie optimizată. In plus evacuarea căldurii este asigurată, iar jocurile de montaj se reduc la minim.

întrucât partea superioară se execută din oţel iar cea inferioară din aliaj de aluminiu, la un diametru de 80 mm rezultă o egalitate a greutăţii cu pistoanele MAC din aluminiu. Cu cât diametrul pistonului este mai mare cu atât greutatea este în avantajul pistonului Elsbett.

Fig. 6.31. Compararea temperaturii pistonului monobloc (a) şi a celui

compus (b) pentru aceeaşi presiune medie efectivă.

Fig. 6.32. Soluţii noi de pistoane.

6.1.3. Materiale pentru pistoane

La alegerea materialelor pentru pistoane trebuie luate în considerare o serie de cerinţe: rezistenţă

la rupere (curgere) ridicată, la temperaturile maxime care apar în timpul funcţionării şi în timpul

sarcinilor variabile; conductivitatea termică bună, coeficient de dilatare mic; densitate redusă;

rezistenţă ridicată la uzură şi coroziune; prelucrabilitate şi radare uşoară; preţ de cost scăzut etc.

Deşi, este dificil să se găsească un material care să corespundă la toate aceste cerinţe, în general,

pentru motoarele rapide de automobile şi tractoare se utilizează pentru confecţionarea pistoanelor

aliajele de aluminiu şi mai rar fonta şi oţelul (Ia MAC supraalimentate).

Aliajele de aluminiu, comparativ cu fonta, au o densitate mai redusă de 2,4... 3,8 ori, ceea

ce pentru un acelaşi motor permite realizarea unor pistoane mai uşoare. De asemenea,

pistoanele de aluminiu având o conductivitate termică mai ridicată asigură temperaturi mai

reduse în funcţionarea pistoanelor. Comparativ cu pistoanele din fontă, cele din aliaje de

aluminiu prezintă şi dezavantaje: rezistenţă la rupere şi duritate mai mică, coeficient de

dilatare mai mare, ceea ce favorizează griparea.în tabelul 6.2 se indică unele aliaje dc aluminiu utilizate în construcţia pistoanelor. Aliajele

cu conţinut mare de siliciu (peste 13,5%), hipereutectice, au coeficienţi reduşi dc dilatare

Tabelul 6.2

Aliaje de aluminiu pentru pistoane

Caracteristici \îi:îje eutectice Aliaje hipereutectice Aliaje vElementul de aliere debază

12% Si 1 8 . . . 24% Si 4% Cu

Alte elemente de aliere l%Cu,l%Ni, l%Mg I%Cu, l%Ni,l%Mg uneori Mn, Co, Cr, Zn

2% Ni, 1,5% Mg

Coeficient de dilatare, l/K

21,0 IO"6 17,5 • 10-6 24,5 ■ IO"6

Conductivitatea termică, W/m-K

1,215 ■ IO2 1,130 ■ 10z 1,675 ■ IO2

Densitatea, kg/m3 2,7 ■ 2,65 ■ 10-3 2,80 ■ KT3

503

IO"3

Caracteristici (apreciere)

Coeficientul de dilata-re liniară moderat, rezistenţă mecanică şi rezistenţă la uzură ridicată, bună prelucrabili-tate, conductibilitate termică ridicată, densitatea (masa volumică) mică.

Coeficientul de dilata-re liniară mic, foarte bune calităţi antifricţiune, densitate bună.

O înaltă rezistenţă la temperaturi ridicate, cea mai bună conductibilitate termică.

Domenii de utilizare Este un aliaj standardizat pentru confecţionarea pistoanelor de diferite tipuri.

Aliaj special pentru confecţionarea pistoa-nelor pentru motoare cu răcire cu aer sau motoare în doi timpi.

Aliaj destinat mai ales pentru pistoanele MAC cu regim termic ridicat.

Pentru studiul solicitării termice a pistoanelor este util a cunoaşte variaţia principalelor

caracteristici ale aliajelor de aluminiu, în funcţie de temperatură.

Astfel, modulul de elasticitate pentru aliajele de aluminiu depinde de compoziţie (lab. 6.3)

şi de temperatură (fig. 6.33). Se observă că prin creşterea conţinutului de siliciu de la 11... 13%

la 23 ... 26% se măreşte modulul de elasticitate dc la 8-103 la 9 ■ IC3 daN/mm2, la 0°C. Pentru

un aliaj de aluminiu cu un conţinut de siliciu de 11 ...13%, prin creşterea temperaturii de la

0°C la 300°C, modulul de elasticitate scade de la 8 ■ IO3 la 7 • 103 daN/mm2, iar la 400°C scade

la 6- IO3 daN/mm2 [54].

-.1

CaracteristiciTipul aliajuluiAliaje 1Aliaje 2Aliaje 3Aliaje 4Aliaje 5Aliaje 6T FT F1 F1 FT IT FCompoziţia % Si Cu Ni Mg Fe Al11 . . . 13 0,8 . . . 1,5 0,8 . . . 1,5 0,8 . . . 1,3 0,7 Restul17 . . . 19 0,8 . . . 1,5 0,8 . . . 1.3 0,8 . . . 1,3 0,7 Restul23 . . . 26 0.8 . . . 1,5 0,8 . . . 1,3 0,8 . . . 1,3 0,7

Restul11 . . . 13 0,8 . . . 1,5 0,8 . . . 1,3 0,8 . . . 1,3 0,7Restul17 . . . 19 0,8 . . . 1,5 0,8 . . . 1,3 0.8 . . . 1,3 0,7Restul23 . . . 2 0,8 . . . 1,5 0,8 . . . 1,3 0,8 . . . 1,3 0,7RestulRezistenţa la tracţiune, daN/mm2, la 250* C 150° C 250° C20-25 30-37 18 - 23 25 - 30 1 1 - 1 5 1 1 -1 7 18-22 23-30 17 - 30 20 - 24 1 0 - 1 4 1 1 - 1 7 18-201 7 - 2 0 1 0 - 1 4 20 - 25 30 - 37 18 - 23 25 - 30 1 0 - 1 5 1 1 - 1 7 18-22 23-30 17 - 20 20 - 24 1 0 - 1 4 1 1 - 1 7 1 8 - 2 2 17-20 10-14Duritatea, daN/mm2 la 150° C 250° C70-90 30-4070-9035 - 45 30 - 3570-90 35-4570-9030-40 3 5 - 4 0 70-90

35 - 45 30 - 4570-90 35 - 45Rezistenţa la încovoiere alternativă. daN/mm2 20° C 200° C8 - 1 2 1 1 - 1 4 6 - 7 8 - 9 8 - 1 1 9 - 1 2 7 - 108 - 1 2 1 1 - 1 4 7 - 9 8 - 1 0 8 - 1 1 9 -2 2 6,5-8 8 - 1 0 7 - 1 0 6 - 8 T - aliaj turnat; F - aliaj forjai (matriţat)

Tabelul 6JCompoziţia şi proprietăţile unor aliaje

pentru piston

200 300 400 tî'ClFig. 6.35. Variaţia

coeficientului de dilatare termică liniară tn funcţie de temperatură, pentru

diferite aliaje de aluminiu utilizate în construcţia

pistoanelor.

10-10 J

Mia'):

200Fig. 6.33. Variaţia modulului

de elasticitate in funcţie de

temperatură pentru diferite

aliaje de aluminiu.

Aliajl \ Atia.

Aiiaj3

1 0 0 200 300 4 0 0

tPC]Fig. 6.36. Variaţia rezistenţei

limită a aliajelor de a luminiu,

pentru pistoane, în funcţie de

temperatură.

Conductivitatea şi

coeficientul de dilatare

termică liniară a aliajelor

de aluminiu sunt, de

asemenea, influenţate de

compoziţie şi temperatură

(fig. 6.34 şi fig. 6.35).

Rezistenţele (ten-

siunile) limită ale aliajelor

de aluminiu, co-

respunzătoare unei de-

formaţii admise, scad rapid

cu creşterea temperaturii

(fig. 6.36). La 250°C

rezistenţa limită

corespunzătoare defor-

maţiei de 0,2% din de-

formaţia totală de lluaj,

scade cu circa 50%, iar la

350°C cu 75% faţă de

rezistenţa Ia 20°C.Comportarea aliajelor

de aluminiu la solicitări termice se exprimă prin factorul de solicitare termică:

506

0 100 200 300 4CO 500 tPcI Fig. 6.34. Variaţia conductivităţii termice în

funcţie de temperatură pentru diferite aliaje de aluminiu

utilizate tn construcţia pistoanelor.

Ni" E g

ci F 6

X1

™„ gQ ,2 /U rjtJ -l r W - im = "EăV [rr^ h ] SaU [ m ] ' <">

în care: tTu,2 rezistenţa (tensiunea) limită corespunzătoare deformaţiei de 0,2% din deformaţia totală dc fluaj, în daN/mm2; E - modulul de elasticitate, în daN/mm2; aa - coeficientul de dilatare liniară, în K1.

Cele patru proprietăţi ale materialului, care definesc FST fiind dependente de temperatură (fig. 6.37) sunt dependente şi de solicitarea termică.

Astfel, creşterea FTS (care trebuie să răspundă tendinţei generale de sporire a solicitării termice) se poate face prin îmbunătăţirea proprietăţilor termice ale materialului [37].

Din figura 6.38, unde se redă variaţia FST pentru câteva aliaje de aluminiu, se observă

superioritatea aliajelor matriţate faţă de cele turnate.

-.1

tt*ciFig. 6.37. Dependenţa factorului de solicitare Fig. 6.38. Variaţia factorului de solicitare termică tn

termica FST şi a unor prprietăţi ale materialii- funcţie de temperatură, pentru diferite aliaje de aiu-

lui pistonului de temperatură. miniu utilizate in construcţia pistoanelor.

508

I-----!----i---- 1----1— J___I___l

100 200300

Pistoanele din aliaje de aluminiu se confecţionează prin turnare în cochile sau prin matriţare.

Deşi ultimul procedeu este mai scump el asigură calităţi mecanice superioare. După prelucrare

pistoanele se tratează termic (călire şi îmbunătăţire), iar pentru a le mări durabilitatea se aplică o

serie de procedee pentru protecţia suprafeţelor. Dintre aceste procedee se amintesc: cositorirea cu un

strat de 0,005 mm, care reduce perioada de rodaj, grafitarea cu un strat aderent de grafit de 0,01

mm, care reţine uleiul, prevenind griparea; eloxarea care constă în formarea unui strat superficial

dur şi poros de AI2O3, care are proprietatea de a reţine uleiul şi de a mări rezistenţa la uzură.în figura 6.39 se indică o de-

limitare a domeniilor de utili-zare pentru diferite tipuriconstructive de pistoane, înfuncţie de solicitarea şi turaţiamotoarelor respective (1 - pis-toane dintr-o bucată din me-tale feroase; 2 - pistoane tur- „. , „ „

.rFig 6.39. Domenii de utilizare a pistoanelor.

509

nate din două bucăţi cu partea inferioară din aluminiu; 3 - pistoane matriţate din două bucăţi cu partea inferioară din aluminiu; 4 - pistoane turnate din aluminiu cu canal de răcire; 5 - pistoane din aluminiu turnate cu răcire prin pulverizare; 6 - pistoane din aluminiu matriţate cu canal de răcire; 7 - pistoane din aluminiu matriţate cu răcire prin pulverizare; 8 - pistoane din aluminiu turnate).

Precizia dimensională a formei şi rugozitatea suprafeţei pistonului sunt prezentate în STAS 6688-62. In funcţie de toleranţele la diametru pistoanele se sortează, de obicei, în patru grupe de dimensiuni.

Pentru a uşura montajul, pe corpul pistonului se poansonează grupa de dimensiuni şi grupa de sortare a masei, iar grupa dc dimensiuni pentru gaura la bolţ se marchează prin vopsire.

Pistoanele confecţionate ca piese de schimb se execută cu trepte de reparaţii de +0,25, +0,5 şi +1 mm şi se poansonează cu inscripţiile R i , R 2,R3.

510

6.1.4. Calcule de verificare

Pentru un motor existent pot apare situaţii î". care se produc o serie de iefecţiuni la pistoane, fiind recesar în acest caz a efectua o serie de calcule de verificare.

Capul pistonului se verifică în ipoteza că este o placă circulară, încastrată pe contur, de grosime constantă şi încărcată uniform de presiunea maximă din timpul arderii (fig. 6.40).

Efortul unitar maxim în încas-trarea A-Ase obţine cu relaţia:

511

Fig. 6.40. Modelul de calcul al capului pistonului.

@max A — ^ ( Pc 1 ) < t7a. (6.2)

512

Valoarea admisibilă a luit7a = (200... 300) daN/cm2 pentru aliaje de aluminiu şi de 400. . . 500

daN/cm2 pentru fontă. în cazul capului de piston cu nervuri, valorile admisibile ale lui CTa se pot majora

cu 1,5 ... 2 ori pentru aliaje de aluminiu şi de 2,5... 4 ori pentru fontă.Efortul unitar în regiunea portsegmenţi, secţiunea B-B se obţine din solicitarea de compresiune:

513

* Pmax - 1

°maxBAps 4 Apg

în care Fg - este forţa maximă datorată presiunii gazelor, Ap, - aria secţiunii din secţiunea B-B, Dp - diametrul pistonului. Valoarea admisibila a lui r7a în acest caz este pentru aliaje de aluminiu de (200... 400) daN/cm2, iar pentru fontă (600.. 800) daN/cm2.

514

(6.3)< OA

Mantaua pistonului se verifică la presiunea specifică de contacl pm, astfel încât valoarea acesteia să nu depăşească o anumită valoare impusă de existenţa peliculei de ulei. Presiunea maximă pe manta este:

(6.4)

lungimea

în care: FNUPMAX este forţa normală maximă pe peretele cilindrului; LM mantalei.Jocurile diametrale ale pistonului se obţin din condiţia ca in timpul funcţionării (la cald) să se evite

griparca. Pc de altă parte jocurile trebuie să fie cât mai reduse pentru a evita scăpările de gaze în carter cât şt pătrunderea uleiului în camera de ardere.

Astfel, diametrul pistonului într-o anumită secţiune se obţine în funcţie de jocul A' din timpul funcţionării, la regimul termic cel mai ridicat şi diferenţele de dilatare dintre piston şi cilindru.

Considerând că la temperatura de montaj tm, cilindrul şi pistonul au diametrele D

515

MAX

FN

-MAX _ ym —

şi Dp, aupa încălzirea ci

D J"l + crc (tc - tm)j, iar după încălzirea pistonului la temperatura tp, diametrul devine Dr fi + ap r

D [l + ac (^ - lm)] - Dp [l + ap (lp - tm)] ■ (6.5)Calculul presupune cunoaşterea temperaturilor de funcţionare. Având jocul la cald rezultă

diametrul pistonului la montaj.

D [l + a c ( t c - t m ) ] - A'

(6.6)1 + a (tp - tm)

Jocurile pistonului la montaj şi în funcţionare sunt redate în tabelul 6.4.

Tabelul 6.4

Jocurile pistonului l a montaj şi în funcţionare

Felul jocului Jocul pistonuluiPiston de aluminiu Piston de fontă

A. Jocuri la rece (de montaj)- Ac- Ami

(0,006 - 0,008)D (0,0003 - 0,003)D

(0,004 - 0,006)D (0,001 - 0,002)D

B. Jocuri la cald- A'c

- A'™

(0,002 - 0,003)D (0,001-0,002)13

Solicitarea termică a pistonului are loc datorită căldurii dezvoltate în camera de ardere, fiind caracterizată prin modificarea temperaturii acestuia şi apariţia tensiunilor termice.

Calculul la solicitări termice urmăreşte stabilirea valorilor maxime ale temperaturii pieselor şi tensionării acestora, până la care proprietăţile termomecanice (modulul de elasrticitate, conductivitatea termică, coeficientul dc dilatare, rezistenţa mecanică ele), pot să se modifice fără a afecta nefavorabil funcţionarea motorului.

6.2. SEGMENŢII

6.2.1. Analiza funcţională a segmenţilor

Segmenţii au ca scop principal etanşarea camerei de ardere. Se deosebesc segmenţi de compresie care împiedică scăparea gazelor din camera de ardere spre carter şi seg-mehţi de ungere (raclori) care asigură ungerea cămăşii de cilindru şi împiedică intrarea uleiului în camera de ardere.

Segmenţii de compresie asigură etanşarea camerei de ardere prin efect de labirint (fig. 6.41, a),

care este redat de variaţia presiunii în lungul regiunii portsegmenţi a pistonului. Rezistenţele create

516

după încălzirea cilindrului la temperatura tc, diametrul devine

. Făcând diferenţa dintre diametrele la cald ale cilindrului, Op - lm) şi pistonului se obţine jocu

A' =

Dp =

de jocurile axiale Aa produc o cădere de presiune mai mică decât zonele de contact dintre segment şi

canal, respectiv cămaşa cilindrului. Se observă că primul segment asigură o reducere însemnată a

presiunii gazelor, astfel încât presiunea după primul segment p2 = 25% din presiunea pg a gazelor din

camera de ardere (fig. 6.41, b).

Eficienţa etanşării se consideră bună atunci când presiunea gazelor după ultimul segment de

compresiune este p4 ^ 3%dinpg.

517

h.Fig. 6.41. Schema funcţionala a segmenţilor de compresie (»), variaţia presiunii pentru diferit! segmenţi (b) şi variaţia presiunii p2 tn funcţie

de turaţie.

Fig. 6.44. Segmenţi torsionaţi.

Odată cu mărirea turaţiei motorului, timpul de scurgere a gazelor prin interstiţiile segment-canal se micşorează, ca atare, acţiunea de etanşare a segmenţilor se îmbunătăţeşte la turaţii ridicate (fig. 6.41, c). Acesta este motivul că la MAS, care funcţionează cu turaţii mai ridicate decât MAC, etanşarea camerei de ardere se asigură cu un număr mai redus de segmenţi.

Un dezavantaj care apare în funcţionarea segmenţilor de compresie îl constituie acţiunea de pompaj a acestora (fig. 6.42), care are ca urmare introducerea treptată a unei cantităţi de ulei în camera de ardere.

Se observă că pistoanele cu doi segmenţi de compresie introduc o cantitate de ulei mai mare decât cele cu trei segmenţi (aceeaşi doză de ulei la un piston cu doi segmenţi se introduce la patru curse ale pistonului, iar la un piston cu trei segmenţi, la şase curse ale pistonului).

O altă modalitate de pătrundere a uleiului în camera de ardere este sub efectul ungerii hidrodinamice, care, combinată cu uzura segmentului (fig. 6.43) crează presiuni inegale în pelicula de ulei, pe înălţimea segmentului. Ca urmare, se formează un curent de ulei de sens opus mişcării pistonului, cu intensitate mai mare la coborârea pistonului, ceea ce are ca efect pătrunderea unei cantităţi de ulei în camera de ardere, care uneori depăşeşte pe cea introdusă prin efect de pompaj. Pentru a evita pătrunderea uleiului în camera de ardere, se aplică segmenţi cu secţiune nesimetrică, numiţi segmenţi torsionaţi, care în timpul funcţionării (fig. 6.44) reduc intensitatea efectelor amintite. Prin faptul că aceşti segmenţi se sprijină cu muchiile pe suprafeţele canalelor din piston şi suprafaţa cilindrului, asigură o etanşare eficientă a camerei de ardere.

O comportare bună în exploatare asigură şi segmenţii confecţionaţi din tablă subţire (până la 0,7 mm) de oţel, la care etanşarea prin efect de labirint este mai eficientă (fig. 6.45) [70].

518

Fig. 6.42. Schema intrării uleiului in camera de ardere prin acţiunea Fig. 6.43. Schema unirii hi-

de pompaj a segmenţilor de compresie. drodinamke a segmentului.

Fig. 6.45. Segmenţi din tablă subţire.

—Camerfl deiţrtej

cu piston răcitCamera

de ^firtejcu piston^leracit1 Ui

t

mm

-cameră unitara In timpul funcţionării segmenţii sunt su-puşi unor solicitări termice şi mecanice im-portante.

Primul segment de compresie, din cauză că este mai intens solicitat termic, se numeşte

segment de foc, denumire improprie, care însă sugerează importanţa care trebuie să i se acorde în

funcţionare.

Influenţa unor factori asupra temperaturii primului segment de compresie rezultă din figura 6.46. Se observă că în toate condiţiile temperatura segmentului creşte odată cu mărirea consumului de combustibil pe minut şi decimetru cub de cilindree. Temperaturi mai reduse pentru primul segment de compresie asigură motoarele cu cameră unitară (fig.

6.46, a), iar pentru un acelaşi motor, cilindrii cromaţi din aluminiu, faţă de cei din fontă (fig. 6.46, b).

Pentru asigurarea unei temperaturi optime de funcţionare a primului segment de «impresie,

trebuie acţionat asupra ungerii, temperaturii cilindrului şi scăpării gazelor, care trebuie astfel reglate

încât să nu conducă la temperaturi mai mari de 250°C pentru segment (la regim continuu de

funcţionare). în regim de suprasarcină (regim intermitent de funcţionare), temperatura primului

segment de compresie poate atinge 300 . . . 320°C.

Cantitatea de căldură evacuată de către segment, deci şi temperatura acestuia depinde de dimensiunile principale: grosimea radială şi înălţimea segmentului, care trebuie să fie bine corelate.

Segmenţii de ungere (raclori), asigură reglarea şi raclarea uleiului de pe peretele cilindrului, astfel încât să se asigure necesarul de ulei în partea superioară a pistonului, menţinând totodată consumul de ulei al motorului la valori admisibile (1... 2 g/kWh).

Segmenţii de ungere sunt cu secţiunea unitară (neperforaţi) şi segmenţi cu secţiune radială perforată sau segmenţi constituiţi din două inele.

Acţiunea segmenţilor de ungere neperforaţi se observă din figura 6.47, a şi b; o evacuare mai energica a uleiului raclat obţinându-se când se prevăd două orificii în peretele pistonului (fig. 6.47, b). O cantitate sporită de ulei raclat asigură şi segmenţii perforaţi (fig. 6.47, c). Degajarea prevăzută pe suprafaţa laterală a seg-mentului permite raclarea uleiului în două etape şi evacuarea lui atât prin jocul axial, cât şi prin canalul practicat în segment.

Segmenţii constituiţi din două inele cu expandor (fig. 6.47, d) asigură o presiune sporită la contactul dintre segment şi cilindru, fără a fi in-

tfrJCilindiu fonta

-------Cilindru Al

^^2000=n

223

2201flC

KO

tco1

C (g/tnin,dm3l b

Fig. 6.46. Influenţii unor factori asupra

temperaturii primului segment de compresie.

Fig. 6.47. Schema funcţională a segmenţilor de unge re.

flucnţată sensibil de uzură. Inelele 1 sunt din oţel cu grosime redusă (0,6 ...0,8 mm), aplicate pe feţele canalului din piston de către expandorul axial 2, iar pe oglinda cilindrului de expandorul radial 3. La motorul ARO L-25, un expandor de formă specială "U flex" asigură simultan apăsarea radială şi axială a inelelor (fig. 6.47, e).

Segmenţii de ungere, formaţi din două inele cu expandor, asigură un consum redus de ulei faţă de segmenţii de ungere din fontă (fig. 6.48).

Principalele defecpuni ale segmenţilor şi posibilităţile de evitare sau remediere, sunt redate în tabelul 6.5.

Fig. 6.48. Variaţia consumului de ulei pentru segmenţi din

fonia şi segmenţi cu expandor.

1 — Piston cai merit dr unge* rcin fontă

2— Piston cu &eo/iRţrr1 de unqjţrr cu ctoua in f i t si tMpontfo-r

DefecţiuniCauzeConsecinţePasibilităţi de evitareRemedieriBlocarea segmenţilorDeformarea pistonului.Execuţie incorectă a canalului. Depuneri de cala-mină, lacuri, particule metaliceReducerea compresiei. Consum exagerat de ulei etc.Execuţie, montare şi rodare corectă a pieselor.Evitarea formării depunerilorSe curăţă depunerile.Segmenţii deformaţi se înlocuiesc, cât şi pistoanele deformateUzura exagerată a segmenţilorMaterialnecorespunzător. Jocuri prea mici la montaj.Ungerea defectuoasăReducerea compresiei. Consum exagerat de ulei.Scăderea presiunii etcVerificarea atentă a calităţii materialului, execuţiei montării şi rodării. Calitatea corespunzătoare a combustibilului şi uleiuluiînlocuirea segmenţilorRuperea segmenţilorMontare incorectă. Material necorespunzătorReducerea compresiei. Consum exagerat de ulei.Scăderea presiunii. Uzura accentuată a cilindrului etc.Verificarea atentă a calităţii materialului, execuţiei montării şi rodării. Calitatea corespunzătoare a combustibilului şi uleiuluiînlocuirea segmenţilor

Tabeluî 65

Principalele defecţiuni ale segmenţilor, cauze, consecinţe, posibilităţi de evitare şi remediere

Observaţii: în condiţii normale mai mult se uzează primul segment de compresie. Şi în acest caz uzura poale ti redusă prin evitarea funcţionării motorului cu detonaţii, aprinderi secundare şi suprasarcini.

6.2.2. Construcţia segmenţilor

Segmenţii de compresie cu secţiune dreptunghiulară, prezintă cea mai simplă tehnologie de execuţie (fig. 6.49).

Prin reducerea înălţimii segmentului (de la b = 2... 4 mm lac = 0,5... 1,5 mm), care vine în contact cu cămaşa cilindrului se asigură condiţii mai optime de rodaj şi e-tanşare.

Grosimea radială a segmenţilor t, se alege în funcţie de diametrul cilindrului D, astfel încât D = (21... 23)t. O grosime radială mare asigură o comportare favorabilă a segmentului din punct de vedere al evacuării căldurii şi al rezistenţei la strivire faţă de canalul pistonului, Dezavantajele care apar la alegerea unei grosimi radiale mărite se referă la: reducerea elasticităţii segmentului ceea ce măreşte frecvenţa ruperilor şi adaptabilitatea mai redusă a lor Ia ovalizările oglinzii cilindrului.

Segmenţii de ungere perforaţi (fig. 6.50) sunt prevăzuţi cu degajarea D şi cu un anumit număr de orificii O, ceea ce măreşte înălţimea segmentului la b = 5... 8 mm. Orificiile O se execută prin burghiere sau frezare.

Capetele segmenţilor se prelucrează in diferite variante (fig. 6.51). Fanta A se măsoară după introducerea segmentului într-un calibru având diametrul cilindrului (A < 1 mm), iar unghiul y se alege de 45° sau 30°.

Ca procedeu de execuţie, mai adesea, se aplică turnarea individuală şi obţinerea elasticităţii prin termofixare.

_ l I A

a

Fig. 6.49. Elemente construc- Fig. 6.50. Elemente constructive ale Fig. 6.51. Diferite variante

live ale segmenţilor de compre- segmenţilor de ungere. de prelucrare a capelelor

sie cu secţiune drepungiulară. segmenţilor.

6.2.3. Materiale pentru segmenţi

Condiţiile tehnice impuse unui segment (etanşare şi durabilitate corespunzătoare), sunt satisfăcute în cea mai mare măsură de către fontă. In unele cazuri speciale se utilizează şi oţelul.

Fonta cenuşie perlitică cu grafit lamelar, care are rezistenţa de rupere la încovoiere de circa 40 daN/mm2, modulul de elasticitate E = 9 000... 12 000 daN/mm2 şi duritatea 200... 250 HB, asigură o bună comportare segmenţilor în exploatare.

Fonta perlitică cu grafit nodular îmbunătăţeşte într-o anumită măsură caracteristicile mecanice ale materialului, iar fonta modificată ferito-perlitică asigură o valoare ridicată modulului de elasticitate (E = 15 000 ... 17 000 daN/mm2), ceea ce o recomandă pentru segmenţii motoarelor rapide.

S-au experimentat şi fonte aliate cu adaosuri de cupru, titan etc, cât şi fabricarea segmenţilor din pulberi sinterizate, prin presare în matriţă. Segmenţii sinterizaţi au avantajul că, prezintă o rezistenţă mărită la uzură, datorită porilor superficiali care reţin uleiul de ungere, însă, prezintă şi dezavantajul unui preţ de cost ridicat.

Durabilitatea segmenţilor poate fi mărită şi prin acoperirea suprafeţelor superficiale cu straturi metalice dure (pentru a mări rezistenţa la uzură în timpul funcţionării), sau moi (pentru a îmbunătăţi rodajul - reducerea duratei rodajului şi prevenirea gripării).

Straturile superficiale moi (de 5 ... 10,am) se obţin prin plumbuire, cositorire sau cadmiere.Cromarea poroasă (3... 5 fim) constituie o acoperire cu strat dur (570... 1250 HB), care reduce

considerabil uzura segmentului. Cromarea poroasă fiind un procedeu scump, este recomandată, în special pentru primul segment de compresie, care funcţionează la temperaturi ridicate.

6.2.4. Calcule de verificare ale segmenţilor

La montarea segmenţilor pe piston sau în exploatare pot apare cazuri de ruperi ale segmenţilor,

fiind necesare investigaţii pentru a stabili cauzele acestor ruperi.

Solicitarea principală a unui segment este cea de încovoiere, când efortul unitar maxim apare în

fibra exterioară.

Momentul încovoietor maxim în timpul funcţionării este determinat de raza fibrei medii rQ (fig.

6.52) şi de valoarea presiunii*) pe contur, după relaţia [2]:

Fig. 6.52. Elemente de calcul trie unui segment la solicitarea de Încovoiere.*) Iniţial s-a încercat realizarea unor segmenji cu presiune uniformă pe

întreaga periferie, fiind nuntiţi segmenji de presiune, constantă. în exploatare s-a constatat că astfel de segmenji se uzează neuniform, uzurile maxime fiind la capete. Din această cauză s-au impus segmenţii cu presiune variabilă pe contur, la care presiunea maximă este la capete/ I I ; /16/.

Mmai = 1,742 pem , (6.7)

în care: peill este o presiune elastică medie, obţinută pentru o înălţime unitară a segmentului.Exprimând presiunea elastică medie în funcţie de dimensiunile segmentului şi modulul de

elasticitate al materialului [17]:

Pem = 0,15 E 7—^r—, (6.8)

--lV - '

se obţine efortul unitar de încovoiere în stare de funcţionare,

E SQ/1

525

Mmax E SR/t__

=

1,242

^ y

în care: W este modulul de rezistenţă al secţiunii; S0 - deschiderea capetelor segmentului în stare liberă; t - grosimea radială a segmentului; D - diametrul cilindrului.

Din relaţia (6.9) se observă că efortul unitar de încovoiere nu depinde de înălţimea segmentului.Efortul unitar care apare la montarea segmentului în canalul pistonului, pentru cazul

segmentului cu presiune variabilă pe contur, se obţine relaţia [2]:

***** (6.10)

526

m - 1.4

527

Fig. 6.53. Schema de calcul a unui segment sub influenţa dilatării.

Coeficientul m = 2 în cazul montării cu cleşte special şi m = 1 în cazul montării segmentului cu cleşte simplu [2],

Verificarea segmentului la dilatare, presupune

determinarea rostului la montaj Sm şi în timpul funcţionării Sf

(fig. 6.53).

Cunoscând lungimea segmentului la rece (7TD - Sm) şi la

cald (7TD - Sm) [l + as (ts - to)], precum şi perimetrul

cilindrului la cald, din egalitatea: (jrD-Sm)[l+as(ts-t0)] +Sf =

tfDfl+ F L C C F T . - Y ] , (6.11)rezultă,

7CD [a, (ts - tc) - a c (tc - to)] + Sf

s«------(..-.,) <612>

528

Coeficienţii de dilatare ai materialului segmentului as şi cilindrului ac, pentru fontă sunt as = ac = (10.. .12)-IO-6 grd"1. Temperaturile segmentului ts şi cilindrului tc se măsoară cu termocuple, fiind

cuprinse între 120... 200°C.Jocul la montaj Sm trebuie astfel ales încât în funcţionare să sc asigure un joc Sf = 0,003D, pentru

motoare răcite cu apă şi Sf = 0,004D, pentru cele răcite cu aer [54],

6.3. BOLŢUL

6.3.1. Analiza funcţională a bolţului

529

Bolţul asigură legătura între piston şi bielă, făcând posibilă mişcarea relativă a celor două piese şi transmite forţa de presiune de la piston la bielă.

De obicei, bolţul, se montează cu joc atât în piston cât şi în bielă, fiind numit în a cest caz bolţ flotant, în care caz se asigură o uzură uniformă.

Bolţul pistonului, la motoarele de automobile şi tractoare, transmite forţe variabile ca mărime şi sens. Aceste forţe variază între 1000 .. . 20.000 daN şi deformează boitul atât după axa longitudinală (fig. 6.54, a) cât şi în plan transversal (fig. 6.54, b).

In timpul arderii rapide, bolţul este solicitat prin şoc, solicitare care este cu atât mai mare cu cât jocul în timpul funcţionării este mai mare. Caracterul variabil al sarcinii arc ca efect solicitarea la oboseală a bolţului. Rezultă deci că bolţul trebuie să aibă o rezistenţă înaltă la soli-citările de încovoiere variabile şi cu şoc şi în acelaşi timp să posede o masă redusă, pentru a nu spori mărimea forţelor de i-nerUe.

In exploatare, bolţurile se uzează puţin atunci când se respectă riguros jocurile de montaj (dc exemplu 5... lOjUmla piciorul bilei şi 37fim la umerii pistonului) şi se asigură o ungere suficientă. In acest caz se evită fenomenul des întâlnit şi denumit bătaia bolţului, care se manifestă în exterior printr-un zgomot înfundat de intensitate constantă.

Ungerea bolţului se asigură prin: ceaţa de ulei care se formează sub capul pistonului; uleiul raclat de segmenţi, care se deplasează axial pe suprafaţa bolţului şi ungerea continuă, realizată prin mişcarea alternativă de translaţie a bolţului în limitele jocului care produce pomparea uleiului în jurul bolţului.

6.3.2. Construcţie, materiale şi calcule de verificare

în figura 6.55 se redau unele forme caracteristice de bolţuri, dintre care cea mai utilizată este forma de secţiune constantă.

Fixarea axială a bolţului se realizează cu inele elastice din oţel (fig. 6.56, a) sau cu capace din aliaj de aluminiu (se aplică în special la MAC).

530

Fig. 6.54. Deformarea unui bol) în

timpul funcţionării

ismmmmmzzzzzzzzz2>i

a

Fig. 6.S5. Diferite tipuri de hoituri.

532

Fig. 6.56. Fixarea axială a bolţului

Materialele utilizate pentru construcţia hoiturilor sunt

oţelurile aliate de cementare (Cr, Mo, Ni, V). Astfel,

oţelul 20 Mo C 12, STAS 791-88, conferă bolţului o

rezistenţă la rupere superioară, iar prin tratament termic

(OF) se asigură o duritate superficială ridicată, miezul

rămânând tenace.

Pentru calitatea suprafeţei, STAS 612-83, recomandă o

rugozitate de 0,1... 0,2 wm. h fJf*

Calculele de verificare, urmăresc verificarea solicitărilor

mecanice şi a deformaţiilor, verificarea rezistenţei la

uzură, precum şi a jocului de montaj.

Schema de acţionare a forţelor asupra bolţului este

redată în figura 6.57, unde F este forţa maximă

rezultantă datorită presiunii gazelor şi maselor de inerţie

cu mişcare de translaţie. Efortul unitar maxim de

încovoiere se produce datorită momentului încovoietor

maxim, la mijlocul bolţului:

U JMjfHMtLn^ 1 l~—EL.

Fig. 6.57. Schema de acţionare a forţelor asupra

bolţului

n _ F(L + 0,5Lp + 4j)(6.13)

534

Valorile admisibile, r7a = (2500... 5000) daN/mm2, pentru oţeluri aliate. Verificarea la încovoiere

cuprinde şi calculul coeficientului de siguranţă la solicitări variabile [2]; [54].

Eforturile unitare variază în fibrele interioare şi exterioare (fig. 6.58). Deformaţia maximă de ovalizare se obţine cii relaţia [52]:

536

Ad = — ZR^- < Adci],

(6.14)12 EIL

fdc-d,^3

+ djin care: r = ---------r—, iar II = L(de-di ) 3

96

538

Verificarea la uzură, constă în determinarea presiunilor specifice în piciorul bielei,

F< Pba

şi în locaşurile din piston,

(6.15Pb =deLb

F

l^mlgQ.60KT40| tMT20-

*0 -

4 12Variaţia jocului diametral admisibil, în stare caldă, este redată figura 6.59.

Ftg. 6.58, Variaţia eforturilor unitare in fibrele interioare şi exterioare ale unui bolţ.

50 100 150 200 250 3C0

D Imm}

Fig. 6.59. Variaţia jocului diametral adnmsfbfl bl timpul funcţionării, în funcţie de diametrul cilindrului.

Pb =2de Lp

şi în compararea acestora cu valorile admisibile poa = 250 . . . 500 daN/cm2 şi ppa = 150 . . . 400 daN/cm2.

Jocul de montaj se determină astfel încât în timpul funcţionării să se evite bătaia bolţului şi să se asigure, în acelaşi timp, rotirea bolţului (bolţ flotant).

Notând cu A jocul nominal la rece, cu ap şi ab coeficienţii de dilatare ai pistonului şî bolţului, tp şi

tb - temperaturile pistonului şi boitului, tm - temperatura mediului ambiant, se obţine dilatarea

locaşului (de 4- A) fi 4- ap (tp - tm)l şi a bolţuluide[ l + « b ( t b - t m ) ] -

Jocul în timpul funcţionării Af rezultă adunând jocul la rece cu diferenţa dintre dilatarea locaşului şi a bolţului.

Af = A + Cde + A^l+apttp-tj] -de[l+ab(tb-tm)], $e unde se obţine:

Af + de Jab (tb - tm) - av (tp - tm)JA = -------------------------;-------------?--------------r---------------------. (6.16

1 + ap (tp - tm) *

Pentru realizarea unui joc optim in funcţionare, Af = (0,0005 ...0,001)0^ se impune montarea cu

strângere a bolţului. în acest scop pistonul se încălzeşte la 80... 120°C.

La unele motoare de automobile montarea bolţului se face fără strângere, asigurând un joc de 2... 5 f i m.

6.4. BIELA

6.4.1. Analiza funcţională a bielei

Biela transmite forţa rezultantă (subcap. 5.2) la arborele cotit şi transformă mişcarea alternativă

de translaţie a pistonului în mişcare de rotaţie a arborelui cotit.Biela se compune din piciorul bielei, articulat cu bolţul, capul bielei, articulat cu ma-netonul

arborelui cotit şi corpul bielei care face legătura cu piciorul şi capul bielei (fig. 6.60,a).In timpul funcţionării, forţele datorate presiunii gazelor solicită biela la compresiune, flambaj şi

încovoiere, iar forţele de inerţie ale pistonului solicită biela la întindere şi compresiune. Forţele proprii de inerţie ale bielei (axiale şi tangenţiale) solicită biela la întindere, compresiune şi încovoiere. Solicitarea periculoasă a unei biele este solicitarea la oboseală cauzată de caracterul variabil al forţelor pe ciclu.

Forţele, datorită presiunii gazelor F„, deformează remanent corpul bielei, având ca urmare reducerea distanţei a (fig. 6.60, b). Aceeaşi forţă, prin efect de flambaj, modifică paralelismul axelor (fig. 6.60, c), ceea ce are ca urmare uzura lagărelor cât şi solicitarea suplimentară a altor piese din componenţa mecanismului motor~~

540

PF

Forţele de inerţie axiale ovalizează piciorul şi corpul bielei (fig. 6.60, d), care în anumite situaţii limită, conduc la gripaj. Forţele tangenţiale de inerţie încovoaie corpul bielei (fig. 6.60, e).

funcţionării) să înlăture griparea şi în acelaşi timp să se asigure rotirea bolţului atât în piciorul bielei, cât şi în umerii pistonului.

Jocul bolţului în piciorul bielei, la montaj, este cuprins între 0,005 ... 0,03 mm.Jocul radial dintre maneton şi cuzinctul din capul bielei, se alege în aşa fel încât să se asigure un

regim de ungere hidrodinamicşi o mişcare fără şoc a bielei, fiind cuprins între (0,0005... 0,0015)dM, (dM - diametrul manetonului).

Unele defecţiuni mai importante ale bielei şi posibilităţile de evitare şi remediere, sunt redate în tabelul 6.6.

Tabelul 6.6

Principalele defecţiuni ale bielelor, cauze, consecinţe, posibilităţi de evitare sji remediere

Defecţiuni Cauze Consecinţe Posibilităţi de evitare Remediere

încovoierea bielei

Execuţie şi montare in-corectăSuprasolicitarea moto-rului

Modificarea paralelismului axelor bolţului şi arborelui cotit, uzură accentuată, gripaj

Verificarea atentă a materialului execu-ţiei şi montării Evitarea supraîncărcării motorului

îndreptarea bielei sau înlocuirea acesteia

Ruperea bielei

Montaj incorect (strân-gere exagerată sau insuficientă a şurubu-

Spargerea cilindrului, deteriorarea

Montaj şi exploatare corectă

înlocuirea pieselor defecte

Evitarea deformaţiilor se realizează prin utilizarea unor biele scurte. Durabilitatea bielei depinde de calitatea ungerii, de materialul antifricţiune utilizat pentru cuzineţi şi jocul de montaj care trebuie astfel ales încât jocul, la cald, (în timpul

Fig. 6.60. Părţile principale aje bielei şi modul de acţionare a diferitelor forţe

rilor, jocuri mari) Exploatarea defectuoasă (griparea lagărelor etc.)

carterului, pistonului şi arborelui cotit etc.

Observaţii: La o exploatare normală, practic, biela nu se uzează, numai cuzineţii de bielă.Când se respectă materialul, jocul de montaj şi are loc o exploatare judicioasă,

_______ cuzineţii au o durată comparabilă cu a altor piese ale mecanismului motor.

6.4.2. Construcţia bielei

O bielă trebuie astfel construită încât să reziste la solicitările de oboseală care apar în funcţionare; să asigure condiţii optime de frecare în cuplurile picior-bolţ şi cap-fus maneton; să prezinte rigiditate ridicată, să aibă masă redusă, iar dimensiunile capului să permită montarea şi demontarea bielei prin cilindru.

Piciorul bielei, are de obicei o construcţie rigidă (fig. 6.61 şi 6.62) şi mai rar secţionată. Pentru reducerea eforturilor unitare în piciorul bielei se recomandă mărirea lăţimii şi a razei de racordare cu corpul bielei.

în cazul colţurilor flotante, în interiorul piciorului bielei (fig. 6.63) se presează cuzineţi de bronz sau bimctalici (oţel căptuşit cu bronz).

La motoarele în doi timpi unde este posibil ca forţele transmise de piston să nu-şi schimbe sensul, apăsând continuu bolţul pe o singură parte a piciorului, cât şi la motoarele în patru timpi, care funcţionează cu presiuni ridicate pc bolţ, este necesară ungerea sub presiune a piciorului printr-un canal practicat în corpul bielei (fig. 6.63). La unele motoare în locul cuzineţilor din piciorul bielei se utilizează rulmenţi cu ace.

Corpul bielei, poate fi de diferite forme (fig. 6.64), dintre care forma de dublu Teste cea mai uzuală (asigură condiţii de solicitări egale la flambaj în cele două plane, şi se realizează uşor prin matriţare). Lăţimea corpului bielei creşte spre capul acesteia (pentru uşurarea racordării).

542

Fig. 6.61. Biela motorului Dacia 1300. Fig. 6.62. Biela motorului D-l 10.

543

Capul bielei, în general, se realizează demoniacii (v. fig. 6.61 şi fig. 6.62). La unele motoare (motorul D-110 etc.), planul de separare al capului bielei nu este perpendicular pe axa bielei, pentru a uşura trecerea bielei prin cilindru. De obicei separarea, în acest caz, se face după un plan înclinat la 45°. ti îmbinarea capului bielei se face prin buloane sau prezoane cu piuliţe, precum şi prin şuruburi cu cap, mai rar prin pene.

Rigiditatea se măreşte prin practicarea unor nervuri pe capacul bielei, cât şi prin mărirea razei de racordare între corpul bielei şi capac

La motoarele în V, cu biele decalate (fig. 6.65, a) construcţia capului bielei este similară, din această cauză se preferă la motoarele de tractoare şi automobile.

544Fig. 6.63. Diferite forme de cuzineţi pentru biela.

Sistemul de biele în furcă (fig. 6.65, b) şi bielele articulate (fig. 6.65, c) sunt construcţii mai complicate, fiind caracterizate prin solicitări suplimentare.

Pentru a asigura condiţii optime de funcţionare cuplului fus maneton - capul bielei, în aceasta din urmă se prevăd cuzineţi din bandă de oţel cu aliaj antifricţiune. Asamblarea cuzinetului în interiorul capului se face prin strângere asigurată de înălţimea mai mare a cuzinetului, faţă de raza locaşului. Verificarea se face prin intermediul unor dispozitive simple [2]; [54],

Jocul optim dintre cuzinct şi mane ionul arborelui cotit este determinat de strângerea capacului, care trebuie efectuată cu chei dinamometrice şi cu un moment bine precizat.

Şuruburile capacului bielei se montează cu jocuri minime, pentru a facilita centrarea.

6.4.3. Materiale pentru bielă

Materialul bielei, pentru a rezista la solicitările care apar în timpul funcţionării (v. subcap. 6.4.1), trebuie să fie rezistent la oboseală şi şoc şi sa posede o masă specifică redusă.

Pentru bielele motoarelor de tractoare şi automobile se utilizează, de obicei, oţeluri carbon de calitate (OLC 45, OLC 60- STAS 880-88) sau oţeluri aliate (41C10; 41 Mo Cil-STAS 791-88).

Bielele din oţeluri aliate trebuie lustruite (fiind foarte sensibile la concentrarea de tensiuni). O metodă utilă pentru mărirea rezistenţei la oboseală a bielelor s-a dovedit a fi ecruisarea cu alice.

Pentru MAS-uri, este posibilă şi utilizarea bielelor din fontă maleabilă perlitică, care prezintă avantajul că se pot realiza cu forme mai complicate şi la un preţ mai redus. Un dezavantaj al bielelor din fontă constă în masa mai mare a corpului bielei, ceea ce amplifică forţele de inerţie.

545

a. b. c. d. e. f.g.

Fig. 6.64. Diferite forme ale corpului blekL

o. b.c. Fig. 6.65. Biele pentru

motoare înV.

Aliajele de aluminiu, deşi au marele avantaj că, conferă bielelor o masă foarte redusă, fiind indicate pentru motoare cu turaţii foarte ridicate, nu asigură însă o rezistenţă corespunzătoare la oboseală. Se apreciază că ele nu rezistă la parcursuri mai mari de 80.000 km [54].

Şuruburile bielei se execută din oţeluri aliate (STAS 791-38), filetul fiind prelucrat în general prin rulare.

Cuzineţii piciorului bielei se execută din bronzuri cu rezistenţă ridicată la uzură şi rupere (bronzuri cu zinc, staniu şi plumb; bronzuri cu aluminiu şi fier sau bronzuri cu staniu şi fosfor).

Cuzineţii capului bielei se confecţionează de obicei din bandă subţire de oţel, pe care se aplică aliajul antifricţiune (pe bază de staniu, plumb sau aliaje de aluminiu).

546

6.4.4. Calcule de verificare ale bielei

Piciorul bielei (fig. 6.66), se verifică în secţiunile A-A şi B-B, pentru poziţia pms, la începutul admisiei, când forţele sunt maxime:

Fu = -mitr <02(1+A). (6.17)

în acest caz efortul unitar în secţiunea A-A se obţine cu relaţia [1]:atp = 2AA_A ' iar în secţiunea B-B cu relaţia,

FIT N(6.19)

"P " 2WB_B'

în care: AA-A este afia secţiunii piciorului bielei în secţiunea A-A; ri - raza fibrei medii; WB_B - modulul de rezistenţă în secţiunea B-B.

Corpul bielei se verifică la solicitarea de întindere şi compresiune şi dacă este cazul la flambaj.Forţa care solicită corpul bielei la întindere este maximă, de asemenea, în pms, la începutul

cursei de admisie (v. relaţia 6.17), iar forţa care solicită biela la compresiune are valoarea maximă tot în pms, la începutul cursei de destindere,

JTD2

F = ^-(pgmax - 1) ~ mLlr (O2 (l + A). (6.20)

547

(6.18)

"in =

Fig. 6.66. Mode) de calcul al

bielei

Efortul unitar de întindere, produs de forţa Fu este:

FI,

"ic =

(6.21)

548

Ac'

iar efortul unitar de compresiune produs de forţa F,

"cc = k ~T~> Ac

în care coeficientul k = 1,10 . . . 1,15, ia în considerare flambajul.(6.22)

549

Capul bielei este supus la solicitarea maximă de încovoiere în pms la începutul ad-misiei, când la

forţa de inerţie a maselor în mişcare de translaţie F it = mitr w2(\ + A) se adună torţa rezultată dintre

diferenţa masei bielei în mişcare de rotaţie mbr şi masa capacului bielei mcb, adică,Fi' = - mit r CO 2 (1 + A) - (mbr - mCb) r CO 2 . (6.23)

Efortul maxim, în secţiunea C-C se obţine cu relaţia:

°* = ' (624)

în care t2 este raza, iar Wc-c - modulul de rezistenţă in secţiunea C-C. Alte calcule de verificare sunt detailate în lucrările [2]; [40]; [54],

6,5. ARBORELE COTIT

6.5.1. Aspecte funcţionale ale arborelui cotit

Arborele cotit participă alături de bielă la tramsformarea mişcării de translaţie a pistonului în mişcare de rotaţie şi transmite spre utilizare momentul motor.

Elementele componente ale unui arbore cotit mm: pusul palier care constituie reazemul, fusul maneton, pe care se montează capul bielei, braţul care face legătura fusului maneton cu fusul palier şi contramasele care servesc pentru echilibrare (fig 6.67, a).

Faptul că arborele cotit este piesa principală a motorului este atestat de importanţa pe care o prezintă funcţional, dc masa acestuia (8- 15% din masa motorului) şi de preţul de fabricaţie (25... 30%) din preţul motorului.

In timpul funcţionării, sub acţiunea forţelor datorită presiunii gazelor şi a forţelor de inerţie, în părţile componente ale arborelui cotit apar solicitări de întindere, compresiune, încovoiere şi răsucire. Solicitările de încovoiere conduc la deformarea arborelui cotit (fig. 6.67, b), ceea ce compromite coaxialitatea fusurilor şi cuzineţilor,

O rigiditate insuficientă a arborelui cotit, corelată cu uzura accentuată a lagărelor şi un carter insuficient de rigid, poate provoca ruperea arborelui cotit prin încovoiere.

550

Solicitarea la oboseală a arborelui cotit, datorită caracterului variabil al forţelor, se accentuează foarte mult când jocurile de montaj nu sunt bine alese.

551

Fig. 6.67. Părţile principale ale arborelui cotit si deformarea acestuia sub acţiunea forţelor.

In cazul unor solicitări normale, durata de funcţionare a arborelui cotit depinde în mare măsură de condiţiile ungerii fusurilor. Presiunea pe periferia fusurilor fiind variabilă, în cursul unei rotaţii este necesar ca orificiul prin care pătrunde uleiul să fie plasat în acea parte a fusului în care presiunea medie pe ciclu este minimă.

Trecerea uleiului de la fusul palier la maneton se face prin orificiile de legătură (fig. 6.68). Fusurile paliere se etanşează cu capace de metal moale 3; iar fusurile mane-toane sunt libere, pentru a evita creşterea forţei centrifuge (fig. 6.68, a).

La unele construcţii de arbori cotiţi forţa cenrtifugă se foloseşte pentru filtrarea parţială a uleiului. In acest caz, trebuie etanşate ambele fusuri cu capacele 3 (fig. 6.68, b) iar conducta 4 pătrunde în partea centrală a fusului, de unde preia uleiul

552

fără impurităţi, aces-

553

tea sedimentându-se la periferia părţii interioare a fusului. Sunt şi soluţii mai perfecţionate pentru separarea impurităţilor mecanice însă mai costisitoare.

Reducerea concen-tratorilor de tensiune 2 este o altă problemă importantă care contribuie la mărirea du-ratei de funcţionare a arborilor cotiţi. în acest sens, racordarea fusurilor cu braţul, în cazul în care se respectă anumite reguli, contribuie la o reducere însemnată a tensiunilor (fig. 6.69).

Fig. 6.68. Orificiile de legătură ale arborelui cotit şl etanşarea acestuia.

Fig. 6.O. Influenţa razelor de racordare asupra tensionării Plin mărirea razei de

arborelui cotiL

racordare p , tensiunile pe direcţia razelor de racordare şi pe lăţimea braţului (x-x) se reduc sensibil, acest avantaj este accentuat de racordarea de degajare j|/»re asigură o reducere a tensiunilor de circa două ori.

în exploatare, sunt situaţii în care apar ruperi prin oboseală ale arborilor cotiţi, provocate în

special la suprasolicitări (funcţionarea motoarelor în regimuri de suprasarcină, la^ > 1).

Pot apare ruperi prin încovoiere, datorită necoaxialităţii palierelor (în urma abaterilor de

fabricaţie, uzurilor inegale sau deformaţiilor carterului),

rigidităţii insuficiente a braţelor etc. Ruperile prin

răsucire se produc după diagonala suprafeţei fusului

palier sau maneton (fig. 6.70), datorită oscilaţiilor

(vibraţiilor) de răsucire, în special la rezonanţă (v. sub-

cap. 5.4).

Siguranţa în funcţionare este deci legată atât de construcţia propriu-zisă a arborelui cotit

(rezistenţă ridicată la oboseală, rigiditate suficientă, eforturi suplimentare reduse la turaţii critice,

co-axialitatea fusurilor paliere etc), cât şi de construcţia carterului (rigiditatea acestuia, precizia de

execuţie şi uzura lagărelor paliere etc).

Cauzele, consecinţele şi posibilităţile

de evitare şi remediere a unor defecţiuni Fig. 670. te^iui unui arborecotit rupt

la arbori cotiţi sunt redate în tabelul 6.7. prin răsucire.

6.5.2. Construcţia arborelui cotit

în construcţia unui arbore cotit trebuie să se aibă în vedere toate cerinţele funcţionale, siguranţă

în funcţionare (v. subcap. 6.5.1), decalarea uniformă a funcţionării cilindrilor, echilibrajul optim,

lungimea şi masa redusă, tehnologia de execuţie cât mai simplă şi preţ'^redus.

în general, la MAS şi MAC se adoptă construcţii de arbori cotiţi la care fiecare fus maneton

este încadrat de fusuri paliere, în care caz se asigură o rigiditate optimă.

554

Poziţia fusurilor manetoane se alege în funcţie de ordinea aprinderii şi a unui e-chilibraj cât mai

complet.

Lungimea totală a arborelui cotit este determinată de distanţa dintre cilindri şi capătul liber.

Pentru lungimi reduse ale arborelui cotit se asigură mai uşor rigiditatea necesară, la dimensiuni

optime ale fusurilor şi colurilor (cazul motoarelor în V).

555

Fig. 6.71. Forme adecvate ale braţelor arborelui cotiL

Fusurile manetoane se execută toate la a-Ş C J[ celaşi diametru, mai redus decât al fusurilor paliere. Pentru

reducerea masei arborelui cotit fusurile manetoane şi chiar cele paliere se găuresc.

Braţele arborelui cotit au diferite forme, mai

utilizate fiind cele redate în figura 6.71. Racordarea

fusurilor cu braţele pentru diminuarea concentrării

tensiunilor se recomandă a se face cu raze cât mai

mari, p > 0,06 d, unde d este diametrul fusului.

Mărirea suprafeţei de sprijin a fusului se a-

556

DefecţiuniCauzeConsecinţePosibilităţi de evitareRemediereUzura pronunţată a fusurilor şi cuzineţilorCalitatea necorespunzătoare a suprafeţelor fusurilorMontaj greşit al arborelui, bielelorRigiditate insuficientă a arborelui sau blocului Funcţionare îndelungată în suprasarcină Filtrare necorespunzătoare a uleiului şi tnfundarea orificiilor de ungereFuncţionare cu bătăi şi trepidaţii Uzură rapidă şi a altor piese din ansambluEvitarea cauzelor menţionate şi exploatarea raţională a motoruluiRecondiţiona-rea fusurilor şi aplicarea unui tratament termic corespunzător, urmat de un rodaj adecvaiLipsă de co-axialitate şi paralelism în timpul funcţionăriiJocuri prea mari la montajFuncţionare neuniformă a cilindrilor (dozaj neuniform, forţe diferite etc.)Uzură rapidă a cuzineţilor Dereglarea distribuţieiZgomote puterniceMontaj şi rodaj corectReglarea optimă a mecanismelor auxiliareÎnlocuirea cuzineţilor urmată de rodaj corect şi exploatare corespunzătoareRuperea arborilor cotiţiSolicitări anormale de încovoiere amplificate de coaxialitate în urma uzării lagărelor sau a unei rigidităţi insuficiente a arborelui şi a blocului motor Concentratori de tensiuni puterniciOscilaţii pronunţate ale arboreluiOprirea motorului şi avarierea altor pieseEvitarea cauzelorînlocuirea arbo relui cotit şi al pieselor deteriorate

Tabelul 6.7Principalele defecţiuni ale arborilor cotiţi, cauze, consecinţe, posibilităţi de evitare şi remediere

sigură în cazul racordării cu raze variabile (fig. 6.72,

a) sau a racordării cu degajare (fig. 6.72, b), soluţie

aplicată şi la motorul Dacia 1300.

Capătul liber al arborelui cotit este astfel ales

încât să permită amplasarea garniturii de etanşare, a

pinionului pentru acţionarea distribuţiei, fuliei

pentru ventilator şi degajării pentru pornire

(manuală).

Pe capătul liber se montează şi amorti-zoarele

de oscilaţii, dintre care mai eficiente sunt

amortizoarele cu frecare lichidă (fig. 6.73). în corpul

1 se găseşte masa 2, iar jocul rămas liber se umple

cu silicon. Sistemul astfel format constituie un bun

amortizor de oscilaţii în toată gama turaţiilor de

funcţionare.

Ungerea fusurilor se asigură prin canalele

practicate în fusuri şi cuzineţi, puse în legătură cu

conducta centrală de ungere a motorului.

Desenul de execuţie şi condiţiile tehnice impuse

pentru construcţia arborelui cotit de la motorul D-

110 rezultă din figu-

Flg. 6.73. AmurtizoT de oscllaJiL

6.5.3. Materiale pentru arborele cotit

Cerinţele funcţionale ale arborelui cotit sunt îndeplinite de oţelurile carbon de calitate şi fonta perlitică cu grafit nodular sau fonta aliată.

Oţelurile recomandate pentru arbori cotiţi sunt OLC45 şi OLC 60 - STAS S80-88, care satisfac sub aspectul rezistenţei la rupere (deoarece elementele arborelui cotit sunt, în general, supradimensionate pentru a satisface condiţia de rigiditate).

Ca procedee de execuţie se aplică forjarea liberă sau în matriţă, când arborii cotiţi se confecţionează din oţel, precum procedeul de turnare pentru arbori cotiţi confecţionaţi din fontă sau oţel

Procedeul de turnare are o serie de avantaje: simplitate, operaţii de prelucrare mecanică mai puţine şi preţ de cost redus.

Calitatea necesară a fusurilor se asigură prin prelucrări mecanice corespunzătoare şi tratament termic superficial prin CIF, până la o duritate de 50. . . 65 HRC, ceea ce conferă arborelui cotit rezistenţă mărită la uzură şi oboseală. Rezistenţa la oboseală se ridică şi aplicând durificarea superficială prin ccruisare cu role sau jet de alice, în special, la racordarea fusurilor cu braţele.

6.5.4. Calcule de verificare ale arborelui cotit

560

^ ;,F

%max Ş

Pentru o verificare completă a unui arbore cotit trebuie efectuate: verificarea la presiune şi încălzire a fusurilor; verificarea la oboseală a arborelui cotit [l]; [40]; [54]; verificarea la oscilaţii (vibraţii) de răsucire (v. subcap. 5.4).

In cazul calculelor de rezistenţă Ia oboseală se determină efortul unitar de încovoiere "rrrt^tirnfT maxim în fusul maneton (fig. 6.75) [52];

F„ L S F„ L

° i tm -

561

1 . 1 1 2 1 -JL< a.

(6.25)4Wf ti d-

iag rama momen'elO'" Me nccvoier*4

în care: Fg este forţa maximă datorită presiunii gazelor; L - distanţa între punctele de a-

71 d3

plicaţie ale reacţiunilor Fg/2; Wf = ~^~> m°-

dulul de rezistenţă al fusului; d - diametrul fusului.Efortul unitar de încovoiere maxim din cotul

arborelui cotit:

Fig. £.75. Model de calcul al arborelui

cotit la încovoiere.

562

563

5Lalm = ^- -= 1 - 5 F *J ' + - ) < G I < | (6.26,

W M bhz

în care: b şi h sunt dimensiunile secţiunii cotului; Wm = bh2/6 - modulul de rezistenţă al secţiunii cotului.

Rezistenţa admisibilă se alege în funcţie de materialul arborelui cotit, 0"ja = 700... 1000

daN/cm2.

\2 1 } _ hi

6.6. PĂRŢILE FIXE ALE MECANISMULUI MOTOR

6.6.1. Funcţiuni şi părţi componente

Părţile fixe, în special carcasa motorului (cilindrii şi carterul) constituie structura motorului, ele determinând gabaritul, precum şi masa şi durabilitatea. In carcasa motorului se amplasează pistonul, biela, arborele cotit şi, parţial sau total, sistemele auxiliare ale motorului.

O altă parte fixă importantă o constituie chiulasa, în care se amplasează supapele, injectoarele sau bujiile.

6.6.2. Chiulasa

Rolul chiulasei este de a asigura închiderea cilindrilor la partea superioară a acestora şi cuprinde: camera de ardere (parţial sau integral la MAS şi MAC cu camere se

parate); locaşurile bujiilor sau injectoarelor; galeriile de admisie şi evacuare.In timpul funcţionării, chiuiasa este solicitată mecanic şi termic

Solicitările mecanice ale chiulasei sunt provocate de forţadatorită presiunii gazelor Fg (v. fig.

5.8) şi de strângerea de montaj a chiulasei pe suprafaţa blocului cilindrilor, prin intermediul

şuruburilor de strângere.Pentru reducerea solicitărilor mecanice ale chiulasei, prezintă mare importanţă asigurarea

pianeităţii de aşezare a chiulasei pe blocul cilindrilor.La fel de importantă este şi montarea corectă a garniturii de chiulasă, cât şi modul şi ordinea de

strângere a piuliţelor, care se face de la centru spre extremităţi.Solicitările termice ale chiulasei sunt cauzate de încălzirea inegală, datorită fluxului termic care

o străbate [21].Solicitarea termică maximă apare în zona (puntea) dintre supape. Din figura 6.76 se observă că

temperatura în zona centrală a chiulasei (punctul 1) este mai ridicată decât în zona exterioară (punctul 2). Cu cât diferenţele de temperatură sunt mai mari, apar deformaţii şi tensiuni mai mari, care, uneori, pot conduce la fisurarea punţii din-

6.6.3. II locui cilindrilor

565

Fig. 6.76. Variaţia temperaturii unei chiulase in Fig. 6.77. Aspectul unei punţi defuncţie de presiunea medie efectivă a motorului. chiulasă fisurată.

Partea centrală a motorului o constituie blocul cilindrilor, care reuneşte toţi cilindrii înir-un ansamblu, ce are rolul de a asigura condiţiile necesare pentru deplasarea

pistonului în vederea producerii ciclurilor funcţionale. In general, cilindrii sunt construiţi sub forma unor piese separate, denumite cămăşi dc cilindru, pentru a asigura o folosire raţională a materialului şi a uşura reparaţiile.

Cămăşile de cilindrii pot fi de tip uscat (fig. 6.78, a) şi umed (fig. 6.78, b). La cămăşile de tip

Fig. 6.78. Schema cămăşilor de cilindrii de tip uscat şi umed. umed este neCCSar Să Se prevadă

566

Fig. 6.79. Cămaşa de cilindru a motorului.

Fig. 6.80. Etanşarea cămăşii de cilindru umede

la partea inferioară.

Fig. 6.81. Variaţia temperaturii unei cămăşi de cilindru.

un joc j = 0,05... 0,15 mm care asigură strângerea etanşă a chiulasei pe conturul cilindrilor.La cămăşile umede, pe suprafaţa de ghidare inferioară se execută canale in care urmează a sc

monta inele de cauciuc, pentru etanşare (fig. 6.79).Etanşarea păr-

ţii superioare a L_ 25B*1

cămăşii de cilin-dru faţă de chiu-lasa se realizeazăprin intermediulunei garnituri, ca-re are rolul de anu permite scăpa-rea gazelor şi niciintrarea apei încamera de ardere.

La partea infe-rioară a cămăşii de cilindru umede, etanşarea se realizează prin in-termediul unor inele (fig. 6.80).

Cămaşa de cilindru este solicitată mecanic de către forţele de strângere a chiulasei, de forţa de presiune a gazelor şi de componenta normală a forţei transmise de piston.

Pentru verificarea efortului unitar din cămăşile de cilindrii, se poate aplica relaţia specifică tuburilor scurte [52]:

Pg max D(6.27)

în care: pg max este presiunea maximă a gazelor din cilindru; D - diametrul cilindrului; 6 - grosimea peretelui cilindrului. Ca valori admisibile pentru (7a se pot considera fJa = (300 . . . 600) daN/cm2.

Solicitările termice care apar în cămaşa cilindrului se datoresc diferenţelor de temperatură care există între suprafaţa interioară încălzită şi suprafaţa exterioarărâci 11 p^Hr-L- -1°°-1L° «ojŞPIt

Din figura6.81 se observă că

diferenţa maximă de

temperatură este în

jurul pms, unde, de

fapt, şi forţa normală

FN are valoarea

maximă.

567

O =2<5

Solicitările termomecanice trebuie să producă deformaţii minime ale cămăşilor de cilindrii, pentru a se asigura condiţii normale de funcţionare segmenţilor şi pistonu-lui.

6.6.4. Carterul

La motoarele de puteri mici şi mijlocii, jumătatea superioară a carterului face corp comun cu blocul cilindrilor (fîg. 6.82). Această parte a carterului transmite saşiului o parte din forţele şi momentele produse de mecanismul motor, ca atare, se impun construcţiile rigide şi in acelaşi timp uşoare.

Partea superioară a carterului, la motoarele de puteri mici şi mijlocii, cuprinde lagărele pentru arborele cotit şi arborele cu came (nedemontabile). Lagărele arborelui cotit sunt, în general, demontabile, jumătatea superioară se asamblează cu jumătatea inferioară (capacul) prin şuruburi. Planul de separare al lagărelor este dispus în planul de separare al carterului sau deasupra acestui plan (pentru a mări rigiditatea).

Cuzineţii lagărelor sunt formaţi, de asemenea, din două părţi semicilindrice, confecţionate dîntr-un corp de oţel pe care se aplică unul sau două straturi anti-fricţiune. Cuzineţii se montează cu strângere, la un diametru al fusului de 60. . . 100 mm şi cartere din fontă. Când carterul este din aliaj de aluminiu, strângerea este mai mare, pentru a ţine seama de dilatarea mai pronunţată şi a evita astfel distrugerea cuzineţilor.

In timpul funcţionării, cuzineţii sunt solicitaţi la oboseală, datorită variaţiei presiunii din pelicula de ulei, precum şi datorită abaterilor de coaxialitate a lagărelor. Solicitarea de oboseală se manifestă prin apariţia unor fisuri la suprafaţa aliajului anti-fricţiune, care se propagă in adâncime până la corpul de oţel (fig. 6.83).

Aliajele antifricţiune care posedă o rezistenţă superioară la oboseală sunt cele bazate pc aliaje Cu-Pb, care au o durată de funcţionare mai mare ca aliajele pe bază de staniu (Cu-Sn). Aliajele Cu-Pb prezintă insă şi unele dezavantaje: rizarea fusurilor arborelui cotit, în perioada de rodaj şi rezistenţă redusă la coroziune. O comportare bună au aliajele antifricţiune pe bază de aluminiu, care au o rezistenţă ridicată la oboseală, însă astfel de cuzineţi presupun o rigidizare superioară a reazemelor şi ulei fără impurităţi. Durabilitatea aproximativă a cuzineţilor utilizaţi la automobile şi tractoare este de 2000. . . 4000 ore.

Carter inferior

Fig. 6.82. Părţile fixe ale unui motor.

Fig. 6.83. Apariţia fisurilor în aliajul antifricţiune al unui

cuzlnct

Chiulasă

Lagăr

7. ALIMENTAREA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

7.1. ROLUL ŞI CLASIFICAREA INSTALAŢIILOR DE ALIMENTARE

Funcţionarea motoarelor de automobile şi tractoare, precum şi dezvoltarea indicilor energetici (puterea, momentul etc.) şi economici (randamentul efectiv şi consumul specific efectiv de combustibil) optimi sunt condiţionaţi de starea şi perfecţionarea instalaţiei de alimentare.

Printre cerinţele care se impun instalaţiei de alimentare se amintesc: asigurarea cantităţii necesare de combustibil şi aer la toate regimurile de funcţionare ale motorului; asigurarea pornirii rapide a motorului; funcţionarea sigură şi silenţioasă, cu consum de combustibil cât mai redus şi noxe minime în gazele de evacuare.

Instalaţiile de alimentare se diferenţiază în funcţie de tipul motorului şi in funcţie de modul de formare a amestecului. La MAC, unde combustibilul se injectează în cilindru, sc consideră că amestecul se formează în interiorul cilindrului, iar la MAS, unde formarea amestecului începe în carburator, se consideră că amestecul se formează in exteriorul cilindrului.

MAS cu injecţie de benzină se încadrează în ambele grupe în funcţie de locul unde este plasat injectorul (injecţia făcându-se în ţeava de admisie sau direct in cilindru).

în figura 7.1 se redă schema unei instalaţii de alimentare a unui MAS, prin carburaţie, in figura

7.2 a unui MAC, iar în figura 7.3 a unui MAS prin injecţie de benzină, în ţeava de admisie (fig. 7.3.a) sau direct în cilindru (fig. 7.3.b).Deoarece în cadrul instalaţiilor de alimentare a MAS şi MAC sunt o serie de elemente comune

(rezervor de combustibil, pompe de alimentare, filtre de combustibil şi aer), se vor studia în prima parte aceste elemente, urmând a prezenta apoi elementele specifice alimentării prin carburaţie a MAS (carburatorul) şi prin injecţie MAC şi MAS (pompe de injecţie, injectoare, regulatoare).

Fig. 7.1. Schema instalaţiei de alimentare pentru MAS, cu carburator.1 - rezervor de combustibil; 2 - filtru decantor; 3 - filtru; 4 -

carburator; 5 - difuzor, 6 - obturator (clapeta de acceleraţie); 7 - supapă; 8 - filtru de aer; 9 - clapeta de aer (de pornire).

5

Fig. 7.2. Schema instalaţiei de alimentare a unui MAC: 1 - rezervor de combustibil; 2- filtru decantor; 3-filtre de combustibil; 4 - pompa de injecţie; 5 - injector; 6 - regulator, 7 - pompa de amorsare.

Fig. 7.3. Schema instalaţiei de alimentare cu i njecţie de benzină în galeria de admise (a) şl în cilindru (b): 1 - rezervor de combustibil; 2 - filtru; 3 -

pompa de injecţie; 4 - injector.

7.2, ELEMENTE COMUNE ALE INSTALAŢIILOR DE ALIMENTARI,

7.2.1. Rezervorul de combustibil

Capacitatea rezervorului de combustibil se alege în funcţie de tipul autovehiculului, pentru a asigura o rezervă de combustibil suficientă unui parcurs mediu cuprins între 400...600 km.

Forma rezervorului trebuie corelată cu celelalte subansamble ale autovehiculului, astfel încât să se asigure funcţionalitatea, durabilitatea şi siguranţa în funcţionare.

Rezervorul conţine şi un traductor pentru măsurarea nivelului combustibilului şi un filtru - sită (plasat în racordul de alimentare).

La MAS, rezervorul trebuie să fie prevăzut cu un capac de construcţie specială (fig. 7.4). Supapa de aer 1, este reglată la o depresiune de (0,01.. .0,04)205 N/m2, care permite intrarea aerului pe măsură ce se consumă benzina, iar supapa de vapori 2, este reglată la o suprapresiune de (0,1... 1,15) daN/cm2, care are rolul de a proteja rezervorul faţă de creşterea presiunii interioare, pe timp de vară.

7.2.2. Pompe de alimentare

573

Fig. 7.4. Capacul rezervorului de combustibil

La MAS, se utilizează mai mult pompele cu membrană, care au un debit de 3.. .4 ori mai mare decât consumul motorului (pentru a asigura alimentarea cu o presiune constantă de (0,1.. .0,3) IO 5

N/m2.

Schema pompei de benzină de la motorul de pe autoturismul Dacia 1300 (o construcţie similară are şi motorul D-115, D-116) este redată în figura 7.5.

Funcţionarea pompei de benzină sebazează pe principiul pompelor cu aspi-raţie - refulare (fig. 7.6). Astfel, cândmotorul este pornii, membrana 1 estetrasă în jos de către pârghia de comandă2, acţionată de către excentricul 3 de pearborele cu came. Ca urmare, în spaţiulsuperior membranei 4 se creează o anu-mită depresiune care deschide supapade aspiraţie 5, prin care intră combusti- F* 7S" PomPa de 8lin>cntare * motorului de pe

bilul. Refularea combustibilului are loc ^ l3W>: 1 - »mand^„ . . , . . . . 2 - pârghie de amorsare; 3 - tija de comanda a

mem-cand excentricul permite ridicarea , ■ . , , ■ t ■

jjv.mi.in- uuiuuui branei; 4 - arc; 5 - corp superior; 6-corpinferior.

574

membranei, creindu-se astfel o anumită presiune în spaţiul de deasupra membranei, care produce închiderea - upapei de aspiraţie şi deschiderea supapei de refulare 6, combustibilul fiind tri^i;; spre carburator.

La MAC, se aplif r. ae obicei pompe cu piston, care asigură o presiune mai înaltă de refulare a comb'*-iibîIului (1,2. . .2,5) daN/cm , impusă de rezistenţele filtrelor de combustibil. D: oitul pompelor cu piston este de 3.. .6 ori mai mare decât debitul necesar motor- ui la sarcină plină.

Scherr unei pompe cu piston, cu simplu efect, este redată în figura 7.7. Când cama 1, de p<. arborele pompei de injecţie 2, permite pistonului 3, acesta se deplasează sub activ ca arcului 4, aspirând combustibilul prin supapa 5, în spaţiul 6. In cursa de refulare a pistonului 3, comandat de cama 1, combustibilul este refulat prin supapa 7, spre pompa de injecţie.

Pompa are proprietatea de a autoregla debitul de combustibil în funcţie de consumul motorului. La un consum redus, presiunea în spaţiul 6 creşte, reducându-se cursa pistonului 5, precum şi debitul de combustibil refulat.

Pompele de alimentare, cu dublu efect (fig. 7.8), asigură Ia o cursă a pistonului atât aspiraţia combustibilului cât şi refularea acestuia.

La MAC, dotate cu pompe de injecţie cu distribuitor rotativ, se folosesc pompe cu palete, denumite pompe de transfer (fig. 7.9). Rotorul 1 cu paletele 2, montat în corpul excentric3, prin rotire asigură aspiraţia şi refularea combustibilului. Funcţionarea corectă a pompei cu palete necesită o supapă care asigură amorsarea şi reglarea pompei (v, subcap. 7.4.2).

575

Fig. 7.6. Schema principială a unei pompe de Fig. 7.7. Schema unei pompe de alimentare,

benzină. cu piston, cu simplu efect

Fig. 7.8. Schema unei pompe de Fig. 7.9. Schema unei pompe de alimentare,

alimentare, cu dublu efect. cu palete.

7,2.3. Filtre de aer

Prezenţa impurităţilor în aerul atmosferic impune filtrarea aerului aspirat în motor în scopul asigurării condiţiilor funcţionale optime pentru instalaţiile de alimentare şi pentru reducerea uzurii mecanismului motor.

Filtrele de aer, asigură reţinerea im-purităţilor prin elemente filtrante de hârtie (Dacia 1300, Oltcit etc); sau prin efecte combinate în două sau trei trepte (ciclon; element filtrant de hârtie sau clement filtrant umed etc).

în figura 7.10 este redat un filtru combinat cu baie de ulei şi element filtrant, confecţionat din ţesătură metalică. Pe acest principiu se bazează filtrele de la motoarele autocamioanelor DAC şi ROMAN, cât şi de la tractoarele româneşti.

La aceste filtre o mare importanţă prezintă asigurarea unui nivel optim al uleiului. La un nivel prea mic (b) eficienţa filtrării umede se reduce, iar la un nivel prea mare (a) se antrenează ulei împreună cu aerul care intră în cilindri.

7.2.4. Filtre de combustibil

Aceste filtre sunt mai simple la MAS, unde se folosesc de obicei filtre decantoare (fig. 7.11). La MAC, deoarece decantarea este mai puţin eficientă, din cauza visco-zităţii mai mari a motorinei comparativ cu benzina, cât şi din necesitatea unei filtrări superioare (condiţie impusă de funcţionarea ireproşabilă a pompelor de injecţie şi in-jectoarelor), se utilizează filtre mai complexe, de obicei două filtre legate în serie, un filtru brut şi un filtru fin.

Un filtru utilizat pe scară largă la motoarele de tractor (D-115, D-116 etc.) este redat în figura 7.12. Se compune din capacul 1, din aliaj de aluminiu turnat, în care se fixează racordurile de intrare şi ieşire a combustibilului, elementul filtrant 2 (cartuş de hârtie), cupa de sedimentare 3, care este indicat să fie transparentă pentru a se vizualiza depunerile şi apa. Cele trei părţi sunt strânse prin şurubul 4, etanşarea fiind asigurată cu garniturile de cauciuc 5. Garnitura inelară 6 are rolul de a separa combustibilul filtrat (care se scurge spre ieşirea din filtru) şi combustibilul nefiltrat.

Când se montează două filtre, primul este destinat unei filtrări prealabile (brute) fiind prevăzut la

partea inferioară cu un dop de golire a depunerilor şi apei.

Filtrul brut este indicat să fie montat înaintea pompei de alimentare a pompei de injecţie, fiind

destinat reţinerii particulelor de dimensiuni mari (50.. .lSO^um). Filtrul fin reţine impurităţi cu

dimensiuni de 2. . .2,5 f im . Filtrele fine este util să fie prevăzute cu supape de siguranţă reglabile,

care în cazul unor suprapresiuni în conducta de alimentare, să dirijeze surplusul de combustibil spre

rezervor.

576

Spre motor Fig. 7.10. Filtre dc aer combinate:

1 - filtru de inerţie; 2 - filtru umed; 3 - filtru confecţionat din ţesătură metalică.

—3

Fig. 7.12. Filtru de combustibil pentru

motoarele D-115; D-116.

Când cele două filtre se montează alăturat, formează o baterie de filtrare. Acesta este cazul la motoarele autocamioanelor DAC şi ROMAN-DIESEL, cât şi la majoritatea motoarelor de tractor. în exploatare, trebuie avut în considerare, la pornirea MAC, că din cauza aerului existent în filtre, pornirea se face dificil, iar funcţionarea este neuniformă, ceea ce presupune verificarea prealabilă şi îndepărtarea aerului.

Caracteristicile funcţionale ale filtrelor sunt: eficienţa filtrării, rezistenţa hidraulică şi durata de colmatat e.

Eficienţa filtrării se exprimă prin relaţia:

Fig. 7,11. Filtru decantor:1 - corp; 2 - garriiură; 3 - element de filtrare; 4 - arc; 5 - pahar; 6 - clemă.

\ m2/ 100%, (7.1)

578

în care: mi este cantitatea impurităţilor din combustibil, după filtru; m2 - cantitatea

579

"J 90-r+r----

I 70

impurităţilor înainte de filtru.Influenţa debitului şi calităţii elementului

filtrant asupra eficienţei filtrării se observă din figura 7.13 [12].

Rezistenţa hidraulică se măreşte odată cu îmbâcsirea (colmatarea) elementului filtrant. Colmatarea filtrelor se datoreşte în special componenţilor organici din filtre şi mai puţin particulelor abrazive.

Eficienţa filtrării elementelor filtrante noi se testează prin măsurarea debitului de aer care trece prin filtru, la o presiune de circa 100. . .130 mmHg.

580

% 50

1010 20 30 40 50 60 7C Debit de combustibil

Fig. 7.13. Influenta debitului şi calităţii elementului filtrant

asupra eficienţei filtrării.

80 1090

K

J

>

< >

<> ! < I

581

Fig. 7.14. Schemele unor elemente filtrante având diferite suprafeţe de filtrare: a -

cilindrică; b - pliere radială; c - pliere disc.

Când debitul de aer este mai mare faţă de cel admis, pentru un anumit filtru, calitatea acestuia este necorespunzătoare (porii sau orificiile din hârtie sunt prea mari).

Se pune problema ca elementul filtrant să aibă suprafaţă maximă de filtrare. In acest caz se consideră trei soluţii, prima având o suprafaţă cilindrică (fig. 7.14.a), la care suprafaţa de filtrare este:

Sc = JIDH, (7.2)

în care D şi H sunt dimensiunile cilindrului. O a doua soluţie este plierea radială (fig. 7.14.b), cu suprafaţa

de filtrare:

582

Sr = ^(D-d)H; în care h este pasul interior al

plierii. Suprafaţa maximă de filtrare este:

d (d) h K }

de unde:

jrD 2 H " 2h '

(7.3)

(7.4)

(7.5)

583

Sr max —

A treia soluţie este cea de pliere disc (fig. 7.14.c) la care suprafaţa de filtrare este:

Sd = 22£D^>H (?6)

Deoarece d < < D rezultă:

584

Sd max jt D 2 H 2h '(7.7)

585

Se observă că soluţia de pliere radială are o suprafaţă maximă de filtrare de ^ ori

mai mare faţă de soluţia de referinţă, iar soluţia disc o suprafaţă cu ^ mai mare ca prima soluţie de

referinţă.

7.3. ALIMENTAREA MAS

La MAS amestecul se poate forma prin carburaţie sau prin injecţie. în primul caz instalaţia de alimentare este formată din: rezervor de combustibil, decantor, pompă de benzină, carburator, iar în al doliea caz: rezervor de combustibil, filtru de combustibil, injectoare şi dispozitive de comandă electronice.

7.3.1. Alimentarea prin carburaţie a MAS

Modul de amplasare a clementelor principale pentru alimentarea prin carburaţie este redată în figura 7.15.

în cadrul acestei instalaţii rolul principal ÎI are carburatorul, (celelalte părţi componente s-au prezentat în subcap. 7.2) care trebuie să asigure formarea amestecului combustibil-aer (dozajul) la toate regimurile de funcţionare ale motorului.

586

7,3.1.1. Cerinţele formării amestecului. Regimurile caracteristice jfc^nejiaiiareJeluitor

ale uhurmoţof dejujojnobiLsunt: pornirea, mersul în golşi la sarcini mici, regimuljsarcmilorjnijlocii (regimul principal de funcţionare), regimul sarcinilor mari intermitente (regimul de putere sau suprasarcină) şi regimurile tranzitorii (repriza, accelerarea, decele-rarea, mersul în gol).

Figura 7.16 redă schematic do-meniile de variaţie a puterii în funcţie de turaţie, care diferenţiază regimurile de funcţionare ale motorului de automobil.

Diferitele regimuri de funcţio-nare ale motorului impun dozaje adecvate, care se pot determina doar pe cale experimentală. Metodica determinării dozajului optim este redată în figura 7.17. Fiecare curbă de reglare se obţine pe stand, Ja o anumită poziţie constantă a clapetei de obturare

587

Fig. 7.15. Instalaţia de alimentare prin carburaţie a unulMAS: 1 - filtru de aer, 2 - cameră de amestec; 3 - obturator; 4 - colector de admisie; 5 - rezervor de combustibil; 6 - sorb; 7 - camă; 8 - pompa de benzină; 9 - carburator.

n IroVmin]

Sarcini mici W şi mers în gol

Fig. 7.16. Domeniile de funcţionare ale unui molar.

• 6 . Sarcina

(acceleraţie) şi la turaţie constantă, varia- IkW 'l bil fiind numai dozajul exprimat prin coeficientul de exces de aer. Curba obţinută prin reunirea punctelor 1'-1-2-3-4, corespunde curbei de reglare a carburatorului pentru dezvoltarea de către motor a puterii maxime la diferite poziţii ale clapetei, iar curba 8'~8-9-lfMl, corespunde curbei de reglare a carburatorului pentru economicitate maximă (consum specific efectiv de combustibil minim, la diferite poziţii ale clapetei).

Reprezentând dozajul cores-punzător puterii maxime şi econo-micităţii maxime (fig. 7.18), rezultă că un acelaşi carburator nu poate sa-tisface cele două dozaje. Procedând la trasarea_caracjeristjcii optime (ideale), astfel încât să se asigure funcţionarea stabilă la sarcini reduse şi putere maximă, există o limită spre care se tinde în construcţia carbura-toarelor. Carburatorul care ar satis-face o astfel de caracteristică se

588

Sarcini mari şi suprasarcini

numeşte carburator ideal (optim)

Coeficientul excesului de aer Fig. 7.17. Determinarea experimentală a dozajelor corespunzător puterii si economicităţii maxime.

589

nunzotor economicitaţji maxime

Fig. 7.18. Variaţia

dozajului cores-

punzător puterii şi

economicităţii

maxime tn funcţie de

sarcină şi

determinarea ca-

racteristicii optime.

.Suprasarcini

7.3.1.2. Carburatorul elementar. Pentru a răspunde cerinţelor formării amestecului, Ia diferite regimuri de funcţionare ale MAS, se presupune iniţial un carburator simplu sau elementar (fig. 7.19) pentru care se propune trasarea caracteristicii şi compararea acesteia cu caracteristica optimă.

Carburatorul elementar este compus din: camera de nivel constant CNC, camera de amestec CA şi tubul portjiclor TPJ.

Camera de nivel constant, constituie rezervorul de combustibil al carburatorului, în care trebuie asigurat un nivel constant, ceea ce se realizează prin plutitorul P şi cuiui-ventîl CV, astfel construit încât la deplasări foarte mici ale lui oferă secţiuni mari de curgere combustibilului, asigurând prin aceasta fluctuaţii reduse ale nivelului de combustibil în timpul funcţionării.

Camera de amestec, cuprinde difuzorul D şi obturatorul (clapeta de acceleraţie) O. Difuzorul este constituit dintr-un tub cilindric cu secţiune variabilă, în lungul axei (tubventuri modificat).

în funcţie de direcţia de curgere a aerului prin difuzor se deosebesc carburatoare verticale, la care curentul de aer poate fi ascendent (fig. 7,20.a) sau descendent (fig. 7.20.b) care sunt mai răspândite, şi carburatoare orizontale (fig. 7.20.c).

Obturatorul (clapeta de acceleraţie) (v. fig. 7.19), comandat din exterior prin pedala de acceleraţie, constituie organul de reglare a sarcinii motorului.

Tubul portjiclor, este prevăzut cu o piesă de secţiune calibrată, denumită jiclor J care dozează combustibilul la trecerea din CNC în CA, în funcţie de depresiunea din difuzor.

Combustibilul din CNC şi TPJ se găseşte, deci, sub influenţa depresiunii (v. fig. 7.19):

Apa = po - Pd, (7.8)

591

în care pc este presiunea atmosferică (sau apropiată de aceasta când CNC comunică cu conducta de admisie, prin tubul A); pd - presiunea în secţiunea minimă a difuzorului. Combustibilul este antrenat din TPJ datorită depresiunii aerului Apd, care este

maximă in secţiunea minimă a difuzorului (iar viteza aerului Wa este maximă). Viteza de curgere a combustibilului din TPJ este de circa 2.. .6 m/s, mai redusă faţă de viteza aerului care este 50.. .150 m/s.

Parametrii de curgere ai combustibilului şi aerului trebuie aleşi astfel încât să se asigure pulverizarea şi vaporizarea combustibilului, cât maî uniform în masa de aer, facilitând astfel aprinderea şi arderea.

Caracteristica carburatorului elementar. Se obţine urmărind variaţia coeficientului de exces de aer A, definit de relaţia:

Fig. 7.20. Clasificarea carburatoarelor.

592

Fig. 7.19. Schema carburatorului elementar.

Dfrln rezervor

a.

Ic

b.

p

"^~^=n— CNC

t

Lmin

în care Ca este debitul de aer real prin difuzor; Lmin - aerul teoretic necesar pentru arderea unui kilogram de combustibil; Q - debitul de combustibil al jiclorului. Debitul de aer prin difuzor este:

Ca = uaAa V 2/)aApQs

L J

(7.10)

594

în care: u j este coeficientul de debit al difuzorului; Ad - aria secţiunii minime a di-? Nfuzorului, în m , Apd - depresiunea din secţiunea minimă a difuzorului, în —; pa -

m2

595

densitatea aerului, în kg.

596

rrr

597

Coeficientul de debit ud = 0,8.. .0,82, pentru Apd = (4000...8000)— * (400...800) mm

H20.Debitul de combustibil prin jiclor se obţine cu relaţia:

Cc = ^AjV^tApd -xpc) , (7.11)

in care: j«j este coeficientul de debit al jiclorului; Aj - aria secţiunii jiclorului; pc -densitatea

combustibilului; xpc - presiunea corespunzătoare denivelării x dintre nivelul combustibilului din

CNC şi capătul TPJ.înlocuind relaţiile (7.10) şi (7.11) în (7.91 se obţine: ____________

cl Lmin Aj Pc t*\ Apd - xpc

A*d APdRaportul — variază în limitele 1... 1,1, iar termenul----------------------------tinde spre infinit,

Pi APd - xoc

pentru Ap -* xpc, şi scade apoi continuu (fig. 7.21).

Comparând caracteristica carburatorului elementar Â c ] cu caracteristica optimă

Ăopl (fig. 7.22), rezultă necesitatea completării carburatorului elementar cu o serie de

M

V

A Pd (mm H20lFig. 7.22. Caracteristica carburatorului elementar

comparalliv cu caracteristica optimă.

Fig. 7.21. Determinarea caracteristicii carburalnru lui

elementar.

dispozitive care să corecteze caracteristica acestuia pentru a o apropia, cât mai mult posibil, de caracteristica optimă.

7.3.1.3. Dispozitive pentru corectarea caracteristicii carburatorului elementar.Formarea amestecului optim la fiecare regim de funcţionare a MAS presupune un carburator complex, compus din dispozitivul principal, care asigură formarea unui amestec economic la sarcini mijlocii (20. . .85%), dispozitivul de pornire, care asigură formarea unui amestec bogat, necesar pornirii motorului; dispozitivul de mers în gol şi progresiune, care asigură formarea amestecului, la mers în gol, sarcini mici şi progresive (0-20%); dispozitive de putere (eoonomizorul, econostatul şi supraalimentatorul), care intră în funcţiune la sarcini mari şi suprasarcini (85.. .110%), completând dispozitivul principal; pompa de acceleraţie, care asigură îmbogăţirea amestecului Ia regimul tranzitoriu de accelerare.

598

(7.12)

1,

1

1,

N

Unele carburatoare mai sunt prevăzute cu limitatoare de turaţie, corectoare de altitudine etc.a) Dispozitivul principalCorectarea caracter istiut de reglare (dozaj) a carburatorului elementar, la regimurile sarcinilor

mijlocuVplinapiaie7se ~poa te^reali7a prt> trei metode (v. relaţia 7.9): modificarea debitului de combustibil C^ modificarea debitului de aer Ca şi modificarea simultană a celor două debite.

Metodele cele mai răspândite se bazează pe modificarea debitului de combustibil, prin frânarepneumatică (practic, este procedeul cel mai utilizat) şi prin compensarea debitului de combustibil,

în cele două cazuri debitul se modifică sub acţiunea Apd.

Dispozitivul de frânare pneumatică (fig. 7.23) se bazează pe principiul că benzina nu este antrenată sub depresiunea totală din difuzor (Apd) ca Ia carburatorul elementar,

ci sub acţiunea unei depresiuni mai reduse.

bul de emulsie TE, cu extremitatea în secţiunea minimă a difuzorului şi jiclorului principal de combustibil Jp.

în figura 7.23.a s-a redat situaţia în care tubul de aer TA este închis, schema fiind echivalentă cu schema carburatorului elementar, când dozajul (coeficientul de exces de aer Ael) are o variaţie mult îndepărtată de caracteristica optimă Aopt. Când secţiunea tubului de aer este prea mare (fig. 7.23.b), în tubul de aer acţionează presiunea atmosferică pD (ca şi în CNC), creind o sărăcire prea pronunţată a amestecului, curba de variaţie a lui Ab îndepărtându-se prea mult de caracteristica optimă.

599

Dispozitivul principial cu frânare pneumatică cuprinde: tubul de aer TA care comunică printr-o secţiune calibrată cu atmosfera (prin jiclorul tubului de aer) JTA, tu-

Flg. 7.23. Corectarea tarat (eristic ii carburatorului elementar prin frânare pneumatică.

Rezultă că este necesară reducerea secţiunii TA, ceea ce se realizează prin intermediul unui jiclor de aer (fig. 7.23.c), care, dacă este bine calibrat, asigură un dozaj optim la regimul sarcinilor mijlocii.

în funcţionarea dispozitivului cu frânare pneumatică se deosebesc două domenii de depresiuni.în primul domeniu, când depresiunea din difuzor satisface relaţia:

x-pc<Apd<Apcir, (7.13)

în care x este distanţa de la nivelul combustibilului în CNC la extremitatea tubului de emulsie TE;

ApQr - valoarea critică a depresiunii, care delimitează două domenii de funcţionare (corespunde

situaţiei când tubul de aer este golit complet), dispozitivul funcţionează cu tubul de aer golit parţial,

(la depresiuni ApQ < x - p c - dispozitivul nu funcţionează). Astfel, la o anumită depresiune Apa, se

stabileşte o denivelare y la care se realizează condiţia de echilibru, adică: debitul de combustibil

prin jiclor sub efectul denivelării y este egal cu debitul prin tubul se emulsie sub influenţa diferenţei

de presiune Apd (x+y) pc, ştiind că debitul prin tubul de emulsie este dat de relaţia:

Cp=^TEATEV2pc[Apd-(x + yK] , (7.14)

în care cieficientul de debit /*ta Şi aria secţiunii jiclorului de aer Ate suntconstante.

în al doilea domeniu, când

ApQ>APcf, (7.15)

combustibilul trece direct din CNC în tubul de emulsie TE, fiind emulsionat cu aerul care intră prin tubul de aer TA. în acest domeniu de funcţionare presiunea în tubul de aer pjA este inferioară presiunii atmosferice,

PTA ■ PO - ApTA. (716)

în care ApxA este depresiunea din tubul de aer, care este proporţională cu Apd şi anume: ApjA =

kApd, (k<l).

Debitul de combustibil al jiclorului devine:

C JCP = U y A I 2 P c { H p c - kApd) , (7.17)

în care H este denivelarea maximă a combustibilului din TARezultă deci că, pentru un anumit jiclor de aer nivelul combustibilului în tubul de aer joacă rol

de frânare a debitului de combustibil prin jiclorul principal, respectându-se însă creşterea acestvria cu depresiunea din difuzor Apd, aşa cum impune caracteristica optimă Aopt.

600

Constructiv, dispozitivul principal cu frânare pneumatică se realizează într-o multitudine de variante. In figura 7.24 se redau schemele dispozitivelor Solex (fig. 7.24.a) şi Weber (fig. 7.24.b), aplicate şi Ia carburatoarele care echipează autoturismele Dacia 1300, ARO L-25 etc.

Dispozitivul de compensare presupune un al doilea jiclor (fig. 7.25), numit jiclor de compensare Jc, care are rolul de dozare a combustibilului pentru corectarea caracteristicii carburatorului elementar.

Unele dezavantaje pe care le prezintă dispozitivul cu compensare: canale suplimentare în corpul carburatorului; existenţa a două jicloare pentru reglare, reglaj dificil etc, fac ca sistemul să fie mai puţin răspândit, deşi funcţional poate asigura condiţiile impuse de caracteristica optimă X^. (bj Dispozitivul de pornire

La regimul de pornire, din cauza dificultăţilor care apar în formarea amestecului, vaporizarea insuficientă a combustibilului (care se accentuează odată cu scăderea temperaturii atmosferice); pulverizarea nesatisfăcătoare a combustibilului datorită vitezei reduse a aerului în difuzor; cantitatea redusă de amestec la pornire etc, este necesar un dispozitiv special.

Pentru a asigura porniri sigure, dozajul trebuiesă fie bogat*, când se măreşte conţinutul de hidrocarburi uşor volatile din amestecul combustibil - aer, facilitându-se astfel aprinderea şi deci pornirea motorului.

Dispozitivele de pornire pot fi sub forma unei^^eţ£jde-aer sau sub forma_uggr startere (cu şirpapă fle ^m^nt^ snh fnrrnă de carburator auxiliar etc). ~ Practicase aplică mai mult clapeta de aer, care se plasează în faţa difuzorului (fig 7.26),

Clapeta de aer (de pornire) 1, poate fi prevăzută cu o supapă automată de aer 2, reţinută de arcul 3. La pornirea rece a motorului, clapeta de aer este închisă iar clapeta de acceleraţie (obturatorul) este parţial deschisă. După pornire (acţiunea demaroru-lui cu 50.. .80 rot/min), influenţa depresiunii care creşte sub clapeta de aer, învinge tensiunea arcului 3 şi supapa 2 sc deschide, permiţând intrarea unei cantităţi suplimentare de aer.

La pornire coeficientul de exces de aer este

221)

Fig, 7.25. Schema unui dispozitiv cuji* clor de

compensare.

Fig. 7.24. Dispozitivul principal al carburatoarelor Solex şi

Weber

După pornire, este indicat ca într-un timp minim să se treacă la funcţionarea motorului cu amestec sărac (se deschide clapeta de aer), reducând astfel consumul de combustibil, poluarea şi uzura grupului piston - cilindru.

La unele carburatoare, pentru a evita folosirea incorectă a dispozitivului de pornire (care trebuie scos din funcţiune după ce motorul atinge temperatura de regim), se aplică comanda automată a acestuia, prin intermediul unui arc spiral bimetalic sau capsulă termostatică [5]. Soluţia cu arc bimetalic 4 este redată în figura 7.26.b.

'^Dispozitivul de mers în golsi progresiune i/^^

Regimul dc mers în gol corespunde la funcţionarea motorului fără sarcină, când dezvoltă numai puterea necesară pentru învingerea rezistenţelor proprii. La acest regim clapeta obturatoare este aproape închisă, iar turaţia redusă (600.. .800) rot/min. Ca urmare, depresiunea în difuzor este redusă, neputând antrena combustibilul prin dispozitivul principal. Este deci necesar un dispozitiv special denumit dispozitiv de mers în gol, care serveşte şi la funcţionarea la sarcini nuci şi trecerea la sarcini mijlocii, când intră în funcţiune dispozitivul principal.

Dispozitivul de mers în gol (fig 7.27) este format din: jiclorul de combustibil pentru mers în gol Jmg; jiclorul de aer J^; orificiile Ol şi O2, precum şi şurubul de reglare SR.

După pornire, prin jiclorul Jamg, trece o anumită cantitate de aer, antrenat datorită depresiunii create în dreptul orificiului O;, care la rândul Iui antrenează combustibilul prin jiclorul 3m„, asigurându-se astfel amestecul necesar funcţionării la mers în gol.

Funcţionarea stabilă la mers în gol se reglează prin şurubul de reglare SR, prin careseasigură un dozaj adecvat funcţionării stabile, economice şi cu poluare minimă

a motorului. , . , _

1 Muma orificiul Oi

Y

\ \

Ambele onticii

SR

te

40ob+u rotorului l%!

rlg. 7.28. Schema funcţionala a dispozitivului de progresiune.

Pentru funcţionarea la sarcini mici, clapeta obturatoare se deschide parţial, depresiunea maximă dez-voltându-se în dreptul orificiului O2, prin care are loc, de asemenea, antrenarea amestecului combustibil -aer (fig. 7.28).

400

OP

o.Oescfiiderea

Fig. 7.29. Schema funcţionării carburatorului la mers tn gol, sarcini mici şi sarcini mijlocii

604

Sarcini mijlocii

Sarcini mici

ţ ■Aerk

______

IAmestecMers în gol

Aeri—ir*—i

Fig. 7.30. Schema dispozitivului de mers In gol forţat

Prin deschiderea în continuare a clapetei obturatoare, se realizează trecerea de la regimul sarcinilor mici la regimul sarcinilor mijlocii, numită^rogrejiwrie,.câjrjiiintrĂin funcţiune dispozitivul principal.

Schema principială a funcţionării carburatorului la mers în gol, sarcini mici şi sarcini mijlocii este redată în figura 7.29.

Reducerea consumului de combustibil la mers în gol şi sarcini mici, precum şi a noxelor, în special a oxidului de carbon, se realizează prin corectarea automată a dozajului pe cale electromagnetică, pneumatică etc [9]; [72].

La mersul în gol forţat (mersul cu frâna de motor), turaţia motorului fiind cu mult mai mare decât cea care ar corespunde la mers în gol normal (ralanti), depresiunea din

spatele obturatorului creşte foarte mult, ceea ce conduce la mărirea consumului de combustibil. Aceeaşi depresiune mărită se manifestă şi în colectorul de admisie şi cilindri, având loc aspiraţia de ulei pe lângă piston, în camera mers in

goi forţat de ardere. Un dispozitiv îmbunătăţit care acţionează direct asupra jiclorului de mers în gol (ralanti) Jmg, este redat în figura730.

La închiderea obturatorului şi când turaţia motorului este mai mare ca cea corespunzătoare mersului în gol normal (ralanti), în spatele obturatoru

605

Qspozitiv de

50

Deschiderea

100 TIOObturatorului (sarbnci I, l %l

Fig. 7.31. Influenţa Îmbogăţitorului asupra puterii şi economicităţii unui

MAS.

lui se produce o depresiune ridicată, astfel încât arcul 1 permite membranei 2 să elibereze orificiul O! a conductei de legătură pentru funcţionarea la mers în gol normal. Prin aceasta se permite accesul aerului atmosferic prin tubulatura de ralanti, care are ca efect anularea depresiunii, respectiv jiclorul Jmg nu mai debitează combustibil.

Dispozitivul permite deci aplicarea facilitării pe care o creează frâna de motor (siguranţa deplasării etc), cu reducerea sau chiar anularea consumului de combustibil la mersul în gol forţat.

în trafic urban, reducerea consumului de combustibil este de 5. interurban de 3.. .7% [4].

d^Dişpozitivc de putere;*La sarcini mari şi suprasarcini, trebuie să se asigure un amestec bogat, cu X = 0,85...0,95, ceea

ce presupune completarea carburatorului elementar cu dispozitive de putere, care impropriu se denumesc: economizoare sau econostate, deşi denumirea corectă ar fi îmbogăţitor.

Din figura 7.31, se observă rolul şi modul de acţionare al dispozitivului de îmbogăţire a amestecului. Rolul îmbogăţitorului este deci, de a asigura trecerea de la dozaje economice (X > 1) la dozaje bogate (X < 1), în scopul creşterii puterii la deschiderea aproape completă sau completă a obturatorului (respectiv la sarcini cuprinse între 80.. .110%). Prin îmbogăţirea amestecului (la sarcina totală de 110%), se asigură un spor de putere de 5.. .8% faţă de situaţia în care lipseşte îmbogăţitorul, dar în acelaşi timp, creşte consumul orar şi cel specific de combustibil.

Rezultă deci că, din punct de vedere al consumului de combustibil şi poluării este indicat a sc evita, pe cât posibil, punerea în funcţiune a dispozitivului dc putere.

Schema unui îmbogăţitor (economizor) este redată în figura 7.32. Sistemul intră în funcţiune la circa 80% din sarcina motorului, care asigură un debit mărit de combustibil, ceea ce contribuie la îmbogăţirea do-zajului. Jiclorul de putere 1, montat în paralel cu jiclorul principal Jp, este acţionat pneumatic prin membrana 3, care este sub influenţa depresiunii din spatele obturatorului O.

La sarcini mici şi mijlocii, dispozitivul este scos din funcţiune, datorită depresiunii mari din spatele obturatorului, care prin canalul 4 deformează membrana 3 încât aceasta menţine închisă supapa 5.

La sarcini mari, când obturatorul O este deschis, aproape complet, depresiunea din spa-

606

10%, iar în trafic

'limT' P1"'" starea 'n funcţiune o îmbogăţitorului

I -.. . .-------Cu îmbogăţitor|--------------Fârâ îmbogăţitor

Intrarea in funcţiune a Îmbogăţitorului

tele acestuia se reduce, arcul 6 se destinde, iar membrana 3 comandă deschiderea supapei 5, permiţând accesul combustibilului spre jiclorul de putere 1, prin canalul 2.

Sunt şi alte tipuri de îmbogăţitoare (economizoare) cu jiclorul de putere montat în serie cu

jiclorul principal, sau cu acţionare mecanică [1]; [72],

Un alt tip de îmbogăţitor (econostat) este redat în figura 7.33 şi se compune dintr-un tub U inversat

1, a cărei înălţime depăşeşte, cu mărimea h, cota pulveriza-torului 2. La deschiderea aproape

completă a obturatorului O, depresiunea atinge o valoare suficient de mare pentru a antrena

combustibilul şi prin tubul 1, asigurându-se prin aceasta îmbogăţirea dozajului. ^Pompa de

acceleraţie

Rolul pompei de acceleraţie este de a completa carburatorul elementar, în sensul de a permite

trecerea rapidă de la un regim de funcţionare mai redus la altul mai ridicat (de la mersul în gol spre

regimul de putere maximă). Aceasta, deoarece la deschiderea bruscă a obturatorului (clapetei de

acceleraţie), debitul de aer creşte mai rapid decât cel de combustibil, din cauza inerţiei masei de

combustibil

(Pcomb»Paer).

Pompele de acceleraţie pot fi cu piston sau cu membrană. Schema unei pompe de acceleraţie cu

piston este redată în figura 7.34. Pompa de acceleraţie intră în funcţiune, la modificarea poziţiei

obturatorului O (în sensul deschiderii), când pârghiile 1 şi arcul 2 acţionează asupra pistonului 3

deplasându-1 în jos, iar prin închiderea supapei 4 şi deschiderea

supapei 5 se asigura accesul unei doze suplimentare de combustibil

conform volumului de sub pistonul 3, la jiclorul 6, asigurându-se

astfel un dozaj corespunzător regimului tranzitoriu de accelerare.

în acelaşi timp funcţionează şi dispozitivul principal, care asigură

în continuare (după întreruperea debitării combustibilului prin

jiclorul 6) debitul sporit de combustibil impus de sarcina mărită a

motorului.

Astfel de pompe de acceleraţie se aplică la carburatoarele

Weber (motorul ARO L-25) etc

607

Fig. 7.32. Schema unui îmbogăţitor cu

membrană.

Fig. 7.33. Schema unu) îmbogăţitor cu tub II

inversat.

Fig. 7.34. Schema unei

pompe de acceleraţie cu

pistonas.

în figura 7.35 se redă schema unei pompe de acceleraţie cu membrană (Dacia 1300 etc), la care rolul pistonului este preluat de membrana 3. La deschiderea obturatorului, cama 7, acţionează pârghia 1, iar aceasta deformează membrana 3 şi arcul 2, obligând combustibilul să deschidă supapa de refulare 5 (supapa 4 fiind închisă) şi să ajungă la jiclorul pompei 6, asigurând îmbogăţirea amestecului.

în căutările de reducere a consumului de combustibil şi a poluării se pune problema utilităţii pompei de acceleraţie, ştiut fiind că prezenţa ei conferă motorului calităţi superioare de flexibilitate (trecere rapidă de la un regim funcţional la altul), în dauna măririi consumului specific de combustibil şi noxelor în gazele de evacuare.

Chiar dacă nu se suspendă pompa de acceleraţie, prin modul de conducere al automobilului (evitând manevrele inutile) se poate reduce în mod simţitor frecvenţa acţionării pompei de acceleraţie, obţinând astfel economii sensibile de combustibil.

La decelerare (închiderea bruscă a obturatorului), pompa de acceleraţie are un rol pozitiv, reducând într-o anumită măsură debitul combustibilului prin jiclorul princi-

(yjjmilaloare dc t ura ţie"Rolul acestor dispozitive este de a evita depăşirea turaţiei maxime admise în funcţionarea unui

motor, contribuind astfel la mărirea siguranţei în exploatare şi a durabilităţii motorului.Limitatoarele de turaţie acţionează asupra obturatorului, împiedicând deschiderea acestuia peste

o anumită limită. Se deosebesc limitatoare care acţionează direct asupra obturatorului şi limitatoare care acţionează asupra unei clapele montate sub obturator.

Schema unui limitator cu clapeta şi modul de funcţionare rezultă din figura 7.36.Până la o anumită turaţie clapeta 1 rămâne deschisă (fig. 7.36.a), iar când turaţia limită se

depăşeşte, forţa, datorită presiunii dinamice a curentului de amestec, roteşte parţial clapeta 1 în sensul închiderii ei, în funcţie de tensiunea creată de arcul 2, asi-gurându-se astfel restabilirea turaţiei limită (fig. 7.36.b).

Valoarea turaţiei limită se poate regla prin capacul filetat 3, care tensionează mai mult sau mai nu tiu arcul 2.

608

Fig. 7.35. Schema unei pompe de acceleraţie

cu membrană.

609

Fig. 7.36. Schema unui limitator de turaţie cu clapeta.

"P 2

Fig. 7.37. Schema unui corector de altitudine.

g) Corectoare de altitudine In cazul funcţionării motorului Ia altitudine, scăderea densităţii aerului, are ca urmare reducerea coeficientului de umplere, respectiv reducerea debitului masic de aer într-o măsură mai mare decât reducerea debitului de combustibil, având loc îmbogăţirea amestecului şi reducerea puterii.

Unele experienţe au demonstrat că la fiecare 1000 m altitudine, amestecul se îmbogăţeşte în medie cu 6%.

Prevenirea îmbogăţirii amestecului, la carburatoarele auto, care funcţionează la

altitudine sc realizează prin corectoare de altitudine. Acestea pot fi executate sub formă de

corector altimetric manual (sistem Weber) şi sub formă de corector automat (sistem Solex).Un corector de altitudine sistem Solex (fig. 7.37) se compune din capsula barome-trică 1,

prevăzută cu ventilul de reglare 2, care controlează jiclorul principal Jp, re-ducându-i secţiunea la altitudine, asigurând menţinerea dozajului în limite optime.

h) Preîncălzirea amesteculuiSe poate realiza cu apa de răcire sau cu gazele de evacuare (fig. 7.38). Soluţia cu apă are

avantaje vara, însă iarna când încălzirea motorului se face greu, pelicula de combustibil ce apare intensifică uzura motorului.

j) Givrarea carburatoruluiApare când temperatura mediului ambiant este 10. ,.12°Cşiumiditateade60. ..100%, când se

poate forma gheaţă in carburator. Fenomenul este denumit givraj (fig. 7.39). Fenomenul de givrare se produce la evaporarea benzinei care determină scăderea temperaturii la minus 16. . ,17°C, când apa din aerul aspirat îngheaţă pe obturator şi difuzor, închizând secţiunile de trecere, motorul oprindu-se.

La carburatorul 32 IRMA fenomenul de givrare este redus prin încălzirea mai intensă a corpului carburatorului cu apă din sistemul de răcire al motorului.

610

cot re motor

Ca noi iTrrţtft J | J t i !'

Qpâ\I

Fig. 7.38. Soluţii de preîncălzire a amestecului proaspăt.

Fig. 7.39. Apariţia fenomanuiui de givrare.

611

Pată colda arse

aer de asprafe umed

I I ' I

7.3.1.4. Carburatoare multiple. Pentru a facilita formarea amestecului şi umplereacilindrilor se aplică carburatoare compuse din mai multe camere de amestec, montateîntr-un corp comun având de obicei o singură cameră de nivel constant.

Carburatoarele multiple pot fi în trepte, paralele sau mixte.Carburatoarele în trepte sunt prevăzute cu două camere dc amestec. Prima_ga-meră, numită

treapta primară, funcţionează in domeniul turaţiilor şi sarcinilor reduse, când viteza aerului prin difuzor este moderata. La mărirea turaţiei şi sarcinii intră în funcţiune şi a doua cameră de amestec, numită treapta secundară, asigurându-sc astfel formarea unui amestec optim la toate regimurile de funcţionare ale motoru-35CT"

La carburatoarele în paralel, fiecare cameră de amestec alimentează un grup de cilindri, fiind deci destinate motoarelor cu nurjiăr mare de cilindrj_

Carburatoarele mixte sunt constituite din carburatoare în trepte care alimentează în paralel doua sau mai multe grupuri de cilindri.

7.3.1.5. Particularităţi constructive şi funcţionale ale carburatorului CARFIL-32IRM-Weber. Este un carburator cu o singură cameră de amestec cu dispozitiv de por-nire la rece comandat manual, care se montează pe autoturismele Dacia 1300,începând cu 1973.

Dispozitivul principal de dozare (fig. 7.40.a) este de tipul cu frânare pneumatică. Combustibilul de la rezervor trece pe lângă cuiul ventil 1 acţionat de plutitorul 31, în camera de nivel constant 2, de unde trece prin jiclorul principal 3, la tubul de emulsie 4, unde se emulsionează cu aerul intrat prin jiclorul de aer 5, intrând apoi în tubul de pulverizare 6.

Dispozitivul de mers în gol si progresiune (fig. 7 40.b) intră în funcţiune când depresiunea din spatele obturatorului 7, este suficient de mare pentru a antrena combustibilul prin jiclorul de mers în gol 8, unde se emulsionează cu aerul ce trece prin jiclorul de aer 9, ajungând la orificiul 10.

Dozajul se reglează prin şurubul 11. La deschiderea obturatorului, amestecul trece şi prin orificiul de progresiune 12, asigurând mărirea uniformă a turaţiei motorului de la mers în gol spre regimul sarcinilor mici şi mijlocii.

Pentru a evita givrarea, prin canalele 13 şi 14 circulă apă caldă, care asigură o tem peratură corespunzătoare canalului 16.

Dispozitivul de putere (v. fig. 7.40.a) intră în funcţiune când obturatorul 7 se deschide pentru realizarea sarcinilor mai mari de 85%.

In acest caz combustibilul din camera de nivel constant trece prin jiclorul de putere 17 şi canalul 18, amestecându-se cu aerul provenit din jiclorul de aer 15, iar amestecul astfel format ajunge în difuzorul carburatorului contribuind la îmbogăţirea amestecului care intră în cilindri.

Pompa de acceleratie (fig. 7.41.a), este cu membrană cu acţionare mecanică. La deschiderea bruscă a obturatorului 7, prin pârghiile 19, 20, 21 şi arcul 22 care acţionează membrana 23, se pompează o anumită doză de combustibil prin canalul 24 şi supapa de refulare 25 în camera de amestec pentru formarea amestecului necesar regimului tranzitoriu de accelerare. Supapa de aspiraţie 26 este astfel tarată încât permite surplusului de combustibil să ajungă în camera de nivel constant.

Dispozitivul de pornire (fig. 7.41.b), este compus din clapeta de aer 27, articulată cu obturatorul 7, printr-un sistem de pârghii 28. La pornire pârghia 29 se găseşte în poziţia A, clapeta 27 obturând accesul aerului, în acelaşi timp obturatorul 7 se deschide

parţial prin intermediul pârghiilor 28 şi 30. Ca urmare, prin pulverizatorul 6 este aspirat un amestec foarte bogat, care asigură pornirea motorului. După pornire, clapeta de aer se deschide parţial, iar când motorul atinge tempe-ratura de regim se deschide complet (poziţia B).

7.3.1.6. Calculul carburatorului.

Calculul unui carburator se referă la determinarea sau verificarea dimensiunilor difuzorului şi

jiclorului principal.

în acest scop se determină debitul orar de aer necesar pentru funcţionarea motorului, în patru

timpi:

Ca = 3600fuzor, deci:

Ca = 3600Wa

în care: D este diametrul cilindrului în m; s - cursa pistonului, în m; i -numărul de cilindri; n - turaţia mtoru-lui, în rot/min; j/u - coeficientul de umplere; pa - densitatea aerului; Wa -viteza maximă a aerului prin difuzor, în m/s; dd - diametrul difuzorului, în m; ea - coeficient de corecţie (ea =0,9. ..1). Din ecuaţiile (7.18) şi (7.19) rezultă:

S n i

JTD2 S in(7.18)h4 2 60

Acelaşi debit trebuie asigurat de di-

(7.19)4h

(7.20)

Fig. 7.41. Schema funcţională a pompei de acceleraţie (a) şi

dispozitivului de pornire (b) de la carburatorul CARFIL-32 IRM-

Weber.

120Wa£a

Viteza maximă a aerului prin difuzor poate fi determinată pe cale experimentală, fiind de ordinul

Wa » 120 m/s, valoare recomandată, pentru care coeficientul de umplere şi pulverizarea

combustibilului sunt optimi.

Dimensiunile jiclorului principal de combustibil se obţin din ecuaţia de curgere, care redă

debitul orar de combustibil.

615

ard?Cc = 360Q«j^J-Wjpc h

(7.21)

616

în care: u j = 0,7.. .0,9 este coeficientul de debit al jiclorului; Wj - viteza teoretica de curgere a

combustibilului prin jiclor, în m/s; pc - densitatea combustibilului, în

kg/m3.

617

Din relaţia (7.21) se obţine diametrul jiclorului:

dj = 2V ,L: 5f [m].1 n 3600 y«j Wj pc

Viteza teoretica a combustibilului: (7.22)

618

w,=V|kg

in care: Apd este depresiunea din difuzor, în —-, iar pc în —tt.mz mJ

(7.23)

7.3.1.7. Influenţa regimului de lucru asupra indicilor energetici şi economici ai MAS, cu

carburator. Dispozitivele carburatorului intră în funcţiune succesiv, în funcţie de poziţia clapetelor de

pornire (aer) şi acceleraţie, care sunt comandate de către conducător.

Din figura 7.42 se poate urmări variaţia puterii, consumului specific de combustibil şi amestecului

de combustibil - aer (dozajul) d, în funcţie de turaţie pentru deschiderea completă a clapetei de

acceleraţie (la sarcină maximă). Se

619

Apdms

N

observă că motorul funcţionează cu dozaj bogat, ceea ce

conduce la un consum sporit de combustibil, comparativ cu

funcţionarea motorului la sarcini parţiale (fig. 7.43).

Un carburator trebuie deci astfel reglat încât să asigure

dozaje corespunzătoare pentru toate regimurile de

funcţionare ale motorului. Regimurile dc pornire şi sarcină

maximă presupun dozaje bogate, fiind regimuri

neeconomice, dar necesare.

Funcţionarea motorului cu dozaje apropiate dc dozajul

stoichiometric (la 1 kg benzină, teoretic, este necesar 14,6

kg aer pentru ardere perfectă), conduce la economii

importante de combustibil (fig. 7.44).

-j -1-\ max1\•"«min1\

1>

IC

12 H

16

1S 20 Dozajstoechiometric.

Fig. 7.44. Influenţa dozajului asupra puterii şi

consumului specule efectiv de combustibil.

7.3.1.8. Verificarea şi reglarea instalaţiei de alimentare cu carburator. Anomaliile care apar în funcţionare se datoresc, în general, defectării pompei de benzină, carburatorului şi filtrului de aer.

Verificarea pompei de benzină, se poate face fără demontarea acesteia de pe motor, determinând presiunea de refulare, etanşarea şi debitul.

Pentru determinarea presiunii de refulare se desface conducta de legătură dintrepompa de benzină şi carburator şi în locul acesteia se montează o conductă cu mano-metru. Se acţionează motorul prin demaror şi se citeşte <■1

presiunea de refulare, care la 1000 rot/min trebuie să fiede 0,15...0,30 daN/cm2.

Etanşarea pompei se verifică urmărind căderea de presiune care are loc în conducta de refulare, după oprirea motorului. Presiunea medie realizată trebuie să se menţină circa 10 s.

Debitul pompei de benzină se obţine prin colectarea benzinei refulate de pompă într-un vas etalonat, în timp ce motorul funcţionează la ralanti. în acest caz, debitul pompelor de benzină montate pe autoturisme trebuie să fie de 0,5.. .0,8 dm3/min, iar pentru autocamioane şi autobuze de 1,5.. .2dm3/min.

Pompele de benzină se pot verifica şi pe standuri speciale, în aceeaşi succesiune.

Verificarea şi reglarea carburatorului. Verificarea presupune controlul etanşării acului supapă (cuiul ventil) şi a nivelului combustibilului din camera de nivel constant; a debitului pompei de acceleraţie; debitele ji-cloarelor şi precizia limitatorului de turaţie.

Etanşeitatea acului supapă (cuiul ventil) se poate verifica cu aparatul redat în figura 7.45 care se montează

621

1t-4

Fig. 7.4S. Aparat pentru testarea

etanşării acului de supapă.

în gaura filetată a racordului 1. Verificarea decurge astfel: se ridică ţeava 2 până ce mânerul 3 se opreşte in brida 4; se lasă apoi ţeava 2 în jos până în poziţia iniţială, urmărind timpul la un cronometru. Nivelul apei din tubul 5 trebuie să fie în acest moment la zero, sau la o diviziune cuprinsă între 0 şi 10. Etanşeitatea se consideră corectă

dacă timp de 30 s nivelul apei din tubul 5 nu scade cu mai mult de 12 mm. Testarea trebuie făcută în cel puţin trei poziţii diferite ale cuiului ventil pe scaunul său, ceea ce se realizează rotindu-1 după fiecare măsurare cu câte 120°.

Nivelul combustibilului din

camera de nivel constant, trebuie

verificat ori de câte ori se observă o

creştere a consumului de combustibil.

Verificarea nivelului de combustibil

se poate face cu carburatorul montat

sau cu carburatorul demontat. Pe

motor (la ralanti) se poate folosi un

aparat constituit dintr-un racord legat

la un tub de sticlă (cu diametrul de 10

mm), prin intermediul unui tub de

cauciuc. Funcţionarea aparatului se

bazează pe principiul vaselor

comunicante. Pentru testare, se

desface dopul de sub camera de nivel

constant şi se racordează aparatul,

astfel, combustibilul trece în tubul de

sticla. Se măsoară distanţa între

nivelul combustibilului din tubul de

sticlă şi faţa superioară a camerei de

nivel constant, iar dacă nivelul nu

corespunde, se procedează la reglare.

Ace i (drr?/lO0km]y2/1—i------------------ ——1

--------------------------------------— — 1 -J------------------i--- *-

* I 1Dereglară nivel in CNC Imn»

Verificarea carburatorului demontat se face pe stand printr-o metodă similară.

în figura 7.46.a se redă influenţa pe care o are dereglareal'ig. 7.46, Reglarea funcţionarii plutitorului şi variaţia nivelului de Combustibil din Ca-

funsumiii de combustibil, in funcţie de dereglarea nivelului . . .

. . ' . B mera de nivel constant (CNC) a-de combustibil. v '

supra consumului de combustibil, de unde rezultă importanţa asigurării unui nivel optim, iar în figura 7.46.b se indică modul de reglare a cursei plutitorului. Reglarea se face prin îndoirea lamelor 1 şi 2, astfel încât plutitorul să se afle distanţat în raport cu suprafaţa capacului (fără garnitură) la 6,5 - 7 mm.

Debitul pompei de acceleraţie se verifică cu un vas etalonat, comparând debitul obţinut pentru o cursă a pistonului pompei dc acceleraţie, cu volumul de combustibil care intră în cavitatea pompei.

Debitul jicloarelor se testează fie prin măsurarea debitului de apă dat de jicloi la o anumită presiune şi temperatură a apei, fie prin măsurarea debitului de aer (STAS 8669-70).

Limitatorulde turaţie, trebuie testat dacă îşi îndeplineşte rolul de a limita depăşirea turaţiei mexime admise, impuse pentru evitarea uzurilor accentuate şi a avariilor. Limitarea turaţiei maxime se poate realiza prin însăşi clapeta de acceleraţie sau prin intermediul unor limitatore cu clapele speciale. Tn cazul în care la apăsarea completă a pedalei de acceleraţie (la mersul în gol) se depăşeşte turaţia maximă a motorului (măsurată cu un tahometru) se procedează la reglarea limitatorul ui de turaţie.

Verificarea carburatorului se face de obicei indirect, fără demontare de pe motor, prin controlul consumului de combustibil şi analiza gazelor evacuate.

Consumul de combustibil poate fi determinat cu rotametre şi debitmetre dc diferite construcţii.Când, în urma verificării se obţin date care reflectăun consum ridicat de combustibil şi emisii

poluante peste limitele admise, se procedează la reglarea carburatorului până la obţinerea unor valori optime.

7.3.2. Alimentarea MAS cu injecţie de benzină. Utilizarea sistemelor de injecţie în locul carburatoarelor conduce la o economie de combustibil de 10.. .15%, în aceleaşi condiţii de trafic. In acest caz, prin faptul că fiecare cilindru este prevăzut cu injector (plasat fie direct în cilindru, fie în spatele supapei de admisie), se asigură o distribuţie mai bună a combustibilului, prin injecţia combustibilului se obţin şi alte avantaje: puterea maximă a motorului creşte cu până la 20%, datorită eliminării rezistenţelor de curgere ale carburatorului, se reduc emisiile poluante, flexibilitatea mai mare a motorului Ia trecerea de la un regim la altul; posibilitatea utilizării unor benzine cu cifră octanică mai redusă; eliminarea givrării.

Sistemele perfecţionate de injecţie a benzinei prezintă mare precizie şi siguranţă în funcţionare, datorită construcţiei lor relativ simple şi comenzilor electronice de care pot dispune.

La astfel de sisteme de injecţie nu mai sunt necesare complicatele pompe de injecţie cu pistonaşe şi regulatoare mecanice etc, acestea fiind înlocuite cu pompe acţionate electric, cu mult mai simple, care livrează combustibilul sub presiune.

Injectoarelc cu arc, de asemenea sunt înlocuite cu injectoarela care acul obturator face corp comun cu un indus magnetic, uşor de comandat, care conferă siguranţă şi rapiditate în funcţionare [9]; [104].

în figura 7.47 se prezintă schema principială a unei instalaţii de injecţie cu comandă electronică, similară cu instalaţia JETRONIC de fabricaţie BOSCH.

623

Combustibilul din rezervorul l.este trecut prin filtrul 2 de către pompa electrică 3. Presiunea se menţine constantă prin intermediul regulatorului de presiune 4. Injecto-rul cu solenoid 5, al cărui ac se ridică Ia trecerea curentului prin bobină, permite injectarea combustibilului în cilindri, în funcţie de ordinea de funcţionare. începutul şi durata deschiderii injecloarelor este comandată prin impulsuri produse de calculatorul electronic 8. Acesta execută comanda pe baza a două informaţii principale. O primă informaţie este primită de la distribuitorul 10, care este antrenat de la arborele cu came al mecanismului de distribuţie a gazelor, corelat cu mecanismul motor. A doua informaţie principală este primită de la sonda de presiune 11, care transformă indicaţiile presiunii absolute, existente în colectorul de admisie, în semnal electric.

Cantitatea de aer necesară formării amestecului este reglată prin clapeta 12, comandată prin contactul 9 de la clapeta de acceleraţie.

Diferitele regimuri de funcţionare ale motorului se asigură prin traductoare care furnizează informaţii calculatorului.

Astfel, pentru pornirea la rece, un injector special 7, injectează o doză de combustibil în colectorul de admisie, compoziţia amestecului (dozajul bogat) fiind comandată de către traductorulde temperatură 13, plasat în circuitul de apă, şi care comandă sistemul 14 de aer adiţional, pentru mersul în gol şi încet. Contactul 9 indică calculatorului poziţia cla-petei 12 pentru funcţionarea Ia repriză, care apoi comandă durata deschiderii injecloarelor 5, Amestecul pentru realizarea puterii maxime este asigurat de către coniactorul de Sarcină plină 18, care informează calculatorul, iar acesta comandă realizarea regimului respectiv prin mărirea debitului de combustibil la injectoare.

7.4. ALIMENTAREA CU COMBUSTIBIL A MAC

Hg. 7.47. Schema unei instalaţii de injecţie cu comandă electronică, pentru MAS.

La motoarele de automobile şi tractoare utilizarea cea mai largă o au instalaţiile cu pompe de injecţie cu elemenţi în linie (montate pe motoarele D-110; D-118 etc.) şi instalaţiile cu pompe de injecţie cu distribuitor rotativ (montate pe motoarele D-l 15; D-121 etc).

Schema unei instalaţii de alimentare cu pompă de injecţie cu elemenţi în linie 4 (v. fig. 7.2), este compusă din rezervorul de combustibil 1, pompa de alimentare 2, bateria de filtre 3, injectoarele 5, regulatorul centrifugal 6, pompa de amorsare 7 şi pompa de injecţie 4.

O instalaţie cu pompă de injecţie cu distribuitor rotativ (fig. 7.48) se compune din rezervorul 1, pompa de alimentare 2, filtrul 3, pompa de transfer 4, care ridică presiunea combustibilului până la aşa-numita presiune de transfer. Cu această presiune combustibilul trece la supapa de dozare 5, care controlează trecerea combustibilului prin orificiul de dozare 6. Secţiunea orificiului de dozare este controlată prin rotirea supapei de către un sistem de pârghii, care primesc mişcarea de la maneta de accelerare 7 şi de la regulator.

Pistonaşele plonjoare 8, în contact cu cama 9, asigură cursa de injecţie, combustibilul fiind astfel obligat să treacă prin orificiul de distribuţie 10 la injectorul 11.

Numărul canalelor 14 şi 10 este egal cu numărul cilindrilor motorului deservit de pompă, canalele fiind uniform distribuite în jurul axei dc rotaţie. Pompa de transfer asigură debit de combustibil şi prin conducta 16, în spaţiul din spatele pistonaşelor, acţionându-le la o presiune reglată de supapa 13, cât şi prin conducta 17, într-un circuit de retur, în care supapa 12 menţine cvasiconstantă presiunea de reglare a pompei de transfer.

Deoarece pompele dc injecţie, injectoarele şi regulatoarele de turaţie sunt părţile cele mai importante ale instalaţiilor de alimentare cu combustibil specifice MAC, se vor prezenta câteva particularităţi funcţionale şi constructive ale acestora.

7.4.1. Pompe de injecţie cu elemenţi în linie

625

Fij>. 7.48. Schema instalaţiei de alimentare cu pompă de injecţie având distribuitor rotativ.

Aceste pompe sunt de obicei constituite din mai mulţi elemenţi (egal cu numărul cilindrilor motorului). Principiul de funcţionare poate fi însă urmărit pentru un sin-

13

12

626

20-"

începutul Sfârşitul Debit debitării debitării nul

Perioadaa doua 1

Fig. 7.49. Secţiune prinlr-un element al pompei de injecţie, cu piston-serlar:

- cremalieră; 2 - sector dinţat; 3 - racord de presiune; 4 - arcul supapei de refulare; 5 - supapă dc refulare; 6 - scaunul

supapei; 7 - bucşă; 8 - canal pentru intrarea combustibilului; 9 - şurub de blocare; 10 - piston plonjor; 11 - şurub de

strângere; 12 - bucşă rotitoare; 13 - disc; 14 - arcul pistonului; 15-disc; 16 - şurub reglare; 17-tachet; 18-rolă; 19 - camă; 20 -

brâu cilindric.

gur clement (fig. 7. 49). Acesta se compune din cilindrul 7, în interiorul căruia sc deplasează pistonul-scriar (plonjor) 10, acţionat într-un sens dc cama 19, iar în alt sens de arcul 14.

Cursa de refulare a pistonului este formată din trei perioade distincte (fig. 7.49 .C). în prima perioadă orificiile din cilindru sunt deschise, combustibilul fiind trimis în canalul dc admisie După ce pistonul închide orificiile, începe a doua perioadă in care combustibilul este refulat spre injector. Din momentul in care marginea elicoidajă a capului pistonului (laT3fBaTTrvei^as*-«ee^ deschide

627

un orificiu, începe ultima perioadă, când pompa încetează refularea spre injector, combustibilul din cilindru trece în canalul de admisie.

Prin rotirea pistonuiui-sertar de către cremaliera 1, se modifică poziţia "canalului din piston faţă de orificii, realizându-se astfel reglarea debitului d tibil pentru diferitele regimuri de funcţionare ale motorului.

Situaţia in care canalul pistonului este în legătură cu unul din orificiile pc întreaga cursă a pistonului, corespunde debitării nule, când motorul se opR

Supapa de refulare (fig. 7.49.b), întrerupe legătura dintre cilindru şi conducta de"înaltă presiune, în perioada dintre injecţii, asigurând, de asemenea, reducerea parţialăa presiunii in conducta de înaltă presiune, la sfârşitul debitării, ceea ce contribuie lamenţinerea mai stabilă a acului pe scaunul său. Volumul în conducta de înaltă pre-

jrd2 . ., . .siune se măreşte cu —r-h, in care d este diametrul supapei de refulare iar h - cursa su-

628

busTirJîTn-

iî in cazul pompei de injecţie, consti-odifiearea poziţiei relative a pistoa-

în tabelul 7.1 sunt redate defecţiunile mai frecvente, cauzele şi posibilităţile de remediere pentf u pompele de injecţie cu elemenţi în linie.

■ Tabelul 7.1.Defecţiuni, cauze şi remedieri pentru pompele de injecţie cu elemenţi in linie

Defecţiuni Cauze Posibilităţi de remedierePompa dc injecţie nu debitează combustibil

Elementele sunt prea uzate Supapele de refulare a combustibilului nu închid Reglajul pompei greşit

Se demontează pompa, sc verifică uzura şi reglarea ei. Dacă este cazul, se şlefuiesc scaunele supapelor de refulare. Se amor-sează pompa manuală.

Pompa de injecţie debitează cu intermi-tenţă

Aer în pompa de injecţie Se dezaeriseşte pompa de injecţie pompând combustibilul cu ajutorul pompei de mană, până când se umple pompa de injecţie, conductele de înaltă presiune şi injectoarele.

Avansul la injecţie este prea mie sau prea marc

Dereglarea pompei de injecţie

Se verifică şi se reglează pompa de injecţie, astfel încât injecţia să înceapă înainte de pms, la unghiul prescris In notiţa tebnică.

7.4.2 Pompe de injecţie cu distribuitor rotativ

Aceste pompe au apărut din necesitatea de a realiza debite fo ■ te mici de combustibil, cu o mare frecvenţă într-un timp foarte scurt, ele permiţând ridicarea turaţiei la MAC.

Schema funcţională a unei pompe DPA care echipează anuni. t : MAC, este redată în figura 7.50.Pistonaşele pompei 1, care primesc mişcarea prin tacheţii 2 şi rolele 3 de la inelul cu came 4, în

cursa dc admisie (fig. 7.50.a), aspiră o doză de combustibil. Comanda închiderii şi deschiderii orificiilor de admisie 6 şi refulare 7 practicate în cilindrul 8, se realizează prin distribuitorul rotativ 5. Acesta pune succesiv în legătură interiorul

629

papeiReglarea începutului debitării de co tuită

din mai mulţi clemenţi, se realizea: nelor-sertar in raport cu cremaliera.

De lo supapa de dozare_ 6

Spre injectorFig. 7.50. Schema funcţională a

unei pompe cu distribuitor rotativ.

pompei de injecţie cu conducta dc aspiraţie şi conductele de refulare spre injectoare, in ordinea de funcţionare a acestora.întreaga cantitate de combustibil care intră în distribuitor este refulată spre injector (pierderile la refulare fiind foarte mici).Dozarea combustibilului se realizează prin presiunea de intrare numită şi presiune de dozare a combustibilului, şi durata de deschidere a orificiului dc admisie.

Precizia dozării depinde în mod hotărâtor de presiunea de dozare a combustibilului, care se reglează de către pompa dc transfer 4 (v. fig. 7.48) şi supapa de dozare 5.

La trecerea combustibilului prin orificiul supapei de dozare, are loc o scădere a presiunii cu atât mai mult cu cât secţiunea este mai redusă.

La ralanti, valorile presiunilor de transfer (la ieşirea din pompa de transfer) şi de dozare (la intrare în distribuitorul rotativ), sunt minime.

La acţionarea pedalei de acceleraţie are loc rotirea supapei de dozare in sensul măririi secţiunii orificiului de admisie, cantitatea de combustibil ce străbate supapa fiind mai mare, sarcina motorului, respectiv turaţia acestuia cresc.

Dacă se reduce acceleraţia (se ridică piciorul de pe pedală), are loc micşorarea secţiunii orificiului de trecere prin supapa de dozare, reducându-se astfel debitul de combustibil, precum şi turaţia motorului.

Când motorul funcţionează la un anumit regim de turaţie, poziţia supapei de dozare este comandată de regulator.

Un avantaj esenţial al pompelor de injecţie cu distribuitor rotativ îl constituie posibilitatea reglării automate a avansului la injecţie, ceea ce contribuie la reducerea violenţei arderii rapide, asigurând şi o pornire mai uşoară la rece.

Reglarea automată a unghiului de avans la injecţie se realizează printr-un dispozitiv de avans automat (fig. 7.51) care are rolul de a corecta momentul începerii injecţiei în funcţie de debitul realizat de pompa de transfer şi reacţiunea unor arcuri.

în starea de repaus a pompei, presiunea combustibilului se manifestă pe faţa pistonului 3, într-o

mică măsură, astfel încât arcul 5 de întârziere a momentului injecţiei se destinde, deplasând

630

pistonul până la poziţia maximă de retragere. Capul sferic 4, solidar cu inelul cu came 1, imprimă acestuia o mişcare unghiulară în sensul de rotire al elementului de pompare, până Ia valoarea de 2° avans

Fig. 7.51. Dispozitiv de avans automat al pompei (pentru mOtOr reprezintă 4°). de injecţie cu distribuitor rotativ.

La pornire, în vederea uşurării acesteia, poziţia pistonului poate fi reţinută prin dispozitivul de comandă de la distanţă, împiedicându-se manifestarea presiunii de la pompa de transfer.

l.a funcţionarea în regimuri reduse (ralanti), valoarea presiunii de transfer nu poate învinge forţa arcurilor 6 şi 7, menţinând comprimat resortul de întârziere a avansului.

Odată cu creşterea turaţiei motorului, creşte şi presiunea de transfer care se aplică pe piston, ca urmare, arcurile pot fi comprimate de către piston, iar inelul cu came va pivota în locaşul său, din corpul 2 al pompei de injecţie.

Valoarea maximă a avansului pe care-1 permit arcurile este de 9°. Timpul de obţinere a avansului maxim este cu atât mai redus cu cât arcurile sunt mai puternic comprimate. Tensiunea arcurilor poate fi modificată prin rondela 8, cu o grosime de 0,5...3 mm.

631

Ansamblul unei pompe de injecţie cu distribuitor rotativ şi regulator mecanic, este redat în figura 7.52.

Rotorul 11 şi capul hidraulic 10 sunt de mare precizie, de precizia lor depinzând în foarte mare

măsură funcţionarea corespunzătoare a pompei de injecţie.

La capătul de antrenare a rotorului se află pistonaşele plonjoare 24, acţionate de lobii inelului cu

came 23, prin intermediul tacheţilor 22 şi rolelor 27.

632

Corpul pompei 3, din aluminiu, conţine rotorul 11, care pompează şi dozează combustibilul, capul hidraulic 10, inelul cu came 23 şi ansamblul maselor regulatorului 4 şi 5.

gulatorului; 3 - corpul pompei; 4 - carcasa contramaselor; 5 - contramase; 6 - placa de reglaj din faţă;7 - supapă de dozaj; 8 - alezajul supapei de dozaj; 9 - canal dc dozaj; 10 -

cap hidraulic; 11 - rotor; 12 - inelul pompei de transfer; 13 - garnitură; 14 - rotorul pompei de transfer, 15 - supapă de reglare; 16 - şurub de fixare; 17 - paletele pompei de transfer; 18 - canal de distribuţie; 19 - canal de aspiraţie; 20 - racord dc refulare; 21 - racordul dispozitivului automat de avansj 22 - lachei; 23 - iflGl CU CamCj 24 - piston plonjon 25 - placa de reglaj din spate; 26 - placa de cuplare; 27 - rolă; 28 - axul regulatorului; 29 - varialor automat de avans; 30 - pivotul inelului cu came; 31 - simeringuri; 32 - racord de retur;

33 - braţul regulatorului; 34 - pârghia de stop; 35 - tija regulatorului; 36 - resortul principal al regulatorului, 37 - şurub de reglare la relanti; 38 - pârghie de acceleraţie; 39 - şurub de reglare a turaţiei

40 - racord de alimentare.

Cursa de refulare (pompare) are loc la trecerea rolelor 27 peste lobii camelor, iar după

depăşirea lobilor, combustibilul, sub presiunea de alimentare împinge pistonaşele plonjoare,

realizându-se astfel cursa de aspiraţie. Canalul axial din rotor vine pe rând în legătură cu canalele de

aspiraţie, precum şi cu cele de refulare 20 spre in-jcctoare, în funcţie de ordinea de funcţionare.

Debitul maxim de combustibil se asigură prin modificarea cursei efective a pisto-naşelor

plonjoare. Pentru poziţia din figura 7.53 se asigură debitul minim de combustibil, debitul maxim

fiind asigurat la rotirea plăcii de reglare 1, în sens orar, până la şurubul de fixare 2.

Capul hidraulic 10 (v. fig. 7.52), constă într-o bucşă interioară şi un manşon exterior fretat,

fiind fixat de corpul pompei prin trei şuruburi. La majoritatea pompelor (dotate cu regulator de

avans automat), unul din şuruburi este înlocuit cu un racord 21, care permite accesul

combustibilului la presiunea de transfer, către camera pistonului dispozitivului de avans.

Supapa de reglare 15 (fig. 7.54) are două funcţii. O primă funcţie constă în controlarea şi

menţinerea presiunii combustibilului în limite precise, impuse de presiunea de transfer şi viteza de

rotaţie. O a doua funcţie constă în reţinerea combustibilului în pompă, iar la pornire, are rolul de by-

pass, permiţând intrarea combustibilului în canalele pompei.

La pornire, combustibilul, sub presiunea dată de pompa de alimentare cu membrană, trece prin

filtrul de plasă 1 şi ajunge în bucşa 2 unde acţionează asupra pistonului 3, care se deplasează în jos,

comprimând arcul de amorsare 4, până la deschiderea canalului 5 către partea de refulare a pompei

de transfer şi canalele din capul hidraulic (fig. 7.54.a).

La mărirea turaţiei motorului, pistonul este împins în sus şi descoperă progresiv

633

canalul de reglare 6, permiţând unei cantităţi de

combustibil să se întoarcă în partea de aspiraţie a pompei

de transfer, reducând astfel presiunea de transfer (fig.

7.54.b).

Principalele defecţiuni, cauzele şi posibilităţile de

remediere pentru pompele cu distribuitor sunt redate în

tabelul 7.2.

634

Fig. 7.53. Reglarea debitului de combustibil la

pompa de Injecţie cu distribuitor rotativ: 1 - placă

de reglaj; 2 - şurub de fixare; 3 - suprafaţa profilată a umărului tachetului; 4 - piston

plonjor; 5 - rolă; 6 - umăr de limitare; 7 - fantă excentrică; 8 - tachct.

Fig. 7.54. Supapa de reglare: 1 - filtru; 2 - bucşa supapei de reglare; 3 - piston de reglare; 4 - resort de amorsare; 5 - canal de

refulare a pompei de transfer; 6 - canal de reglare; 7 - canal de aspiraţie al pompei dc trasfer, 8 - racord de alimentare; 9 - arc de

fixare; 10 - taler; 11 - arc de reglare.

7.4.3. Regulatoare de turaţie

La MAC, deoarece volumul de aer pe ciclu rămâne sensibil acelaşi, diferitele regimuri de sarcină şi turaţie sc realizează prin modificarea cantităţii de combustibil, injectată pe ciclu.

La pompele de injecţie cu clemenţi în linie, cantitatea de combustibil se modifică rotind pistoanele-sertar prin intermediul cremalierei care poate fi acţionată direct de către conducător (prin pedala de acceleraţie), sau in mod automat, de către un regulator dc turaţie, in funcţie de variaţiile de sarcină.

După posibilităţile de funcţionare, se deosebesc: regulatoare cu unul sau două regimuri de funcţionare şi regulatoare pentru toate regimurile de funcţionare.

635

Regulatorul pentru toate regimurile de funcţionare acţionează de la turaţia minimă la turaţia maximă a motorului, fiind specific automobilelor şi tractoarelor cu motoare diesel.

rnTTTTTrn- — +

10 8I'ig. 7.55. Schema unui regulator pentru toate regimurile (pompa cu elemenţi în linie):1 - contramaac (greutăţi); 2 -

axul regulatorului; 3 - manşon; 4 - pârghie de comandă; S - crema licră; 6 - arc; 7 - disc

mohil; 8 - pârghie de prclcnsionarc a arcului; t - pedala de acceleraţie; 10 -

pârghie

Schema unui regulator pentru toate regimurile de funcţionare este redată în figura 7.55.

Pentru o anumită turaţie fixată de conducător prin pedala 9, regulatorul intervine pentru menţinerea acestei turaţii atunci când dintr-un anumit motiv (o rezistenţă de înaintare mai mare etc.), sarcina motorului se modifică. Dacă, de exemplu, la modificarea sarcinii (scăderea rezistenţelor exterioare), turaţia tinde să crească, greutăţile 1 se depărtează şi acţionând cu capătul de

637

DefecţiuniCauzeRemedieril'ompa de injecţie nu debiteazăPompa de transfer înţepenită Defectarea supapei dc dozare Uzura excesivă a inelului cu cameSe verifică şi se remediază cauzele.Debitarea ncuniformă la poziţia supapei de dozare complet deschisăUzura inelului cu came Pistonaşe uzateDefectarea unor palete dc la pompa dc transferVerificarea clementelor cauzale şi remedierea acestora.Imposibilitatea reglării pompei la debit maximPapucii rolelor incorect asamblaţi Pistonaşul lipsă sau Înţepenit Supapa dc dozaj incomplet deschisă Aer în sistemSe controlează eterne n-tele cauzale amintite, cât şi funcţionarea corectă a regulatorului.Debit redus la 100 rot/minPistonaşe rizate sau uzate1 oc excesiv la distribuitorul rotativOrificiile dc refulare au ncregularităţi etc.Se verifică şi se înlătură cauzeleAvans incorectPresiune necorespunzătoare de transfer Pararea incorectă a arcurilorSe verifică pompa de transfer şi se tarează arcurilePresiune incorectă în pompa dc transferŞuruburi slăbite la carcasă Garnituri deteriorateTarare incorectă a arcurilor supapei de do/arcPaletele pompei deteriorate ele.Sc verifică cauzele şi se înlătură

Tabelul 7.ZDefecţiuni, cauze şi remedieri pentru pompele cu

distribuitor rotativ

3

sprijin pc manşonul 3, comprimă arcul 6, pârghia IU se deplasează spre stânga, împreună cu pârghia 4 de comandă a crcmalierei 5, care acţionează pis toane le-sertar ale pompei de injecţie, în sensul reducerii debitului de combustibil, ceea ce conduce la reducerea turaţiei motorului spre valoarea fixată. La

scăderea turaţiei greutăţile 1 se apropie, ceea ce are ca efect mărirea debitului de combustibil şi apoi creşterea turaţiei. Se obţine astfel o funcţionare a motorului cu oscilaţii minime ale turaţiei în jurul valorii stabilite, pentru o anumită poziţie a pedalei de acceleraţie.

Schema regulatorului mecanic al pompei de injecţie cu distribuitor rotativ, este redat în figura 7.56. La depărtarea greutăţilor 1, manşonul 2 culisează pe arborele dc antrenare 3 şi comandă rotirea braţului 4 în jurul reazemului 5, care prin pârghia cu resort 6, transmite levierului 7, care face corp comun cu supapa de dozare 8, un impuls care o roteşte şi modifică în sensul dorit intrarea combustibilului prin orificiul 9.

Pentru mersul în gol, dozarea combustibilului este controlată de resortul 10, iar la funcţionarea în sarcină, prin arcul 11.

Momentul de intrare în funcţiune a regulatorului se modifică prin pârghia de acceleraţie 12. Oprirea motorului poate fi comandată prin pârghia de oprire 13, care la deplasarea spre dreapta închide supapa de dozare, oricare ar fi poziţia pârghiei 12.

Regulatoarele pneumatice se comportă ca regulatoarele pentru toate regimurile dc funcţit) na re.Schema unui regulator pneumatic cu membrană este redată în figura 7.57.Regulatorul pneumatic se compune din două camere A şi B delimitate prin membrana 2.

Camera A este în legătură cu aerul atmosferic, prin orificiul 7, iar corpul regulatorului este montat pe pompa de injecţie 9, în aşa fel încât arcul 11 împinge tija 12, prin intermediul membranei, în poziţia de debit maxim. Tija 12 fiind în legătură cu cremaliera pompei de injecţie asigură reglarea debitului de combustibil pentru realizarea diferitelor regimuri de funcţionare ale motorului. Reglarea debitului de combustibil are loc prin modificarea depresiunii in camera B, cu obturatorul 5, şi difu-zoarele 4. Legătura dintre camera B şi difuzoare se face prin conductele 6. Obturatorul 5 este comandat cu pârghia 8, pusă în legătură cu pedala de acceleraţie.

639Fig. 7.56. Schema unui regulator mecanic pentru pompa de injecţie cu distribuitor rotativ.

La mărirea turaţiei motorului, creşte depresiunea din camera B, iar ca urmare, membrana 2 şi tija 12 se deplasează spre dreapta, reducând debitul de combustibil injectat, deci şi turaţia motorului. Aceasta este o reglare automată.

Se poate efectua şi o comandă prin pedala de acceleraţie, astfel, la apăsarea pe pedală obturatorul 5 se închide parţial, depresiunea din camera B scade, iar arcul 11 împinge tija 12 spre un debit mai mare de combustibil. Când pedala este lăsată liber, viteza acrului in difuzoare creşte, depresiunea din camera B creşte, de asemenea, membrana fiind atrasă, ceea ce duce la scăderea debitului de combustibil.

Pentru pornire şi oprire se acţionează asupra pârghiei 10. Astfel, oprirea se obţine la deplasarea pârghiei spre dreapta, reducându-se prin aceasta debitul de combustibil, până la o cantitate minimă, la care motorul se opreşte.

7.4.4. Dispozitive de corecţie a debitului de combustibil

Pentru a asigura o caracteristică dc debit favorabilă (variaţia debitului de combustibil injectat pe ciclu, in funcţie de turaţie), la o poziţie invariabilă a manetei de comandă, pompele de injecţie sau regulatoarele se prevăd cu dispozitive de corecţie.

La MAC echipate cu pompe de injecţie având regulatoare de turaţie pentru toate regimurile, se prevăd dispozitive de corecţie sub forma unor opritoare cu element elastic (arc sau lamelă). în figura 7.58 se prezintă două tipuri de opritoare elastice, cu lamelă (fig. 7.58.a) şi cu arc (fig. 7.58.b) iar în figura 7.58.C influenţa corectorului asupra puterii şi momentului efectiv.

La micşorarea turaţiei, pc caracteristica de sarcină totală a motorului, opritorul e-laslicse deformează şi permite deplasarea suplimentară a crcmalierei pe distanţa I-1I, pentru mărirea corespunzătoare a debitului dc combustibil. De obicei, poziţia I corespunde turaţiei nominale, iar poziţia II turaţiei cuplului maxim.

641

Opritor c j arc

fig. 7.58. Opritor cu lamelă (a), cu arc rlk oidal (b) şi caracteristica de debit

7.4.5, Injectoare

Injectoarele au rolul de a dirija şi pulveriza combustibilul in camera dc ardere a motorului, in funcţie de ordinea de funcţionare a cilindrilor.

La MAC cu injecţie directă, pentru automobile si tractoare, se utilizează injectoare de tip închis cu acţionare hidraulică cu mai multe orificii de pulverizare (fig. 7.59). La aceste injectoare combustibilul debitat de pompa de injecţie intră prin racordul 1, filtrul 2, canalul 3, ajungând în camera de presiune CP. Când forţa de ridicare a acului 4, creată de combustibilul ce acţionează pe gulerul G, exprimată prin relaţia

Fr = ^(d2 - d^)p, este mai mare decât

forţa Fa a arcului 5, acul pulve'rizatoru-lui se ridică şi prin orificiile 7, combustibilul este pulverizat în camera de ardere (Pi - presiunea de injecţie).

După terminarea injecţiei combusti-bilului, acul pulverizatorului este apăsat pe scaunul său de arcul 5 prin intermediul tijei 14. Reglarea forţei Fa, respec: tiv reglarea presiunii combustibilului la care are loc ridicarea acului şi începerea injecţiei, se realizează prin şurubul 10 şi piuliţa 11.

Un dezavantaj principal al injeetoa-relor cu orificii multiple îl constituie înfundarea cu uşurinţă a orificiilor cu impurităţi din combustibil, sau cu cocs format în urma arderii.

Pentru MAC cu injecţie indirectă (cu camere separate) sc utilizează injectoare eu un singur orificiu. în figura 7.60 este redat vârful pulverizatorului pentru un astfel de injector în poziţia închisă (fig. 7.60.a) şi în poziţia deschisă (fig. 7.60.b).

642

I'ig. 7.59. Scc|iune printr-un injector închis:

1 - racord pentru intrarea combustibilului; 2 - filtru; 3 - canal

de legătură; 4 - acul pulverizatorului; 5 - arc; 6 - corpul injcctorului; 7 -

orificiile pulvcriza-lonilui: H - piuliţă; 9—corpul pulverizatorului; 10 — şurub; l t - piuliţă; 12-racord;

13-capac; 14-tijă.

Fig. 7.60. Pulverizalor cu ştiri tronc hun ic în poziţie închisă (a)

şl deschisă (b).

Combustibil

pms

y>Fig. 7.61. Variajia presiunii de Injecţie in funejie

de unghiul de rotaţie al arborelui cu came.

La injectoarele

prezentate, de tip închis,

presiunea începutului pira

şi sfârşitul injecţiei pica

sunt riguros controlate.

Din figura 7.61 se poate

urmări variaţia presiunii

de injecţie în funcţie de

unghiul de rotaţie al

arborelui cu came de la

pompa dc injecţie.

Presiunea combusti-

bilului la care are loc

ridicarea acului pira, este

mai marc decât presiunea

combustibilului la care

are loc coborârea acului

pe scaun pica, ceea ce se

explică prin valoarea forţei

de ridicare Fr care este mai

mică decât forţa care se

opune coborârii acului F'r.

La încercarea injectoarelor pe stand se verifică presiunea de ridicare a acului p ira care trebuie să corespundă cu valorile precizate în notiţele tehnice ale motoarelor.

Debitul asigurat de către orificiile injectorului (pulverizatorului), pe ciclu, se obţine cu ecuaţia:

Cc= lOVoAnW^r cm-'

ciclu(7.24)

644

în care: ju0 este coeficientul dc debit al orificiilor pulverizatorului; f*oAo - secţiunea reală de curgere a combustibilului prin pulverizator, în m2; Wmo - viteza medie a combustibilului în secţiunea Ao, în m/s; X - durata curgerii, în s.

Ţinând seama de relaţia de legătură dintre timpul X şi unghiul de rotaţie al arbore-lui cotit <p se obţine: _____________

^-'«^Vitp.-w, r~'

645

cm

l°rot(7.25)

Viteza medic a combustibilului prin orificiile pulverizatorului:

= V? (Pl - P2) '

w„(7.26)

646

Pc

în care: pl este presiunea combustibilului în camera de presiune a pulverizatorului (fig.7.62), aproximativ aceeaşi cu presiunea combustibilului înainte de injector în

647

N/m , p2 - contrapresiunea în care are loc injecţia, în N/m2; pc - densitatea combustibilului, în kg/cm3.

Coeficientul de pierderi în orificii (care însumează toate pierderile fluxului de combustibil), se poate determina din relaţia (7.25).

Secţiunea geometrică Aq puţind fi măsurată precis numai pentru injectoare noi, este utilă studierea produsului /((Aj, care reprezintă chiar

secţiunea efectivă de curgere a combustibilului în camera de ardere:

6nC.(7.27)

IO6

648

Pz)

Deoarece mărimea debitului dc combustibil Cc şi presiunea combustibilului pi, sunt determinate de ridicarea h a acului pulverizatorului, este indicat a urmării variaţia:Hg. 7.6Z. Variaţia presiunii de injecţie

pi, a cursei acului h şi a presiunii gazelor din camera de ardere p2 şi

locul de măsurare a acestor mărimi.

Mo = f(h) (7-28)

atât la injectoarele noi cât şi la cele în exploatare, fiind un mijloc eficient pentru aprecierea calităţii injcctoarelor [22].

Densitatea combustibilului raportată la starea lui din faţa pulverizatorului, diferă dc densitatea combustibilului la starea ambiantă. Corecţia de presiune se ia în considerare prin intermediul modulului mediu de elasticitate E,

=~~pv~~ = ~îr~' (7-29)

iar corecţia de temperatură prin coeficientul de dilataţie termică.

(Ap), = «(t! - t0). (7.30)

Densitatea combustibilului raportat la starea din faţă a pulverizatorului, se

obţine astfel:

649

Pi - Po

(7.31)

la starea dc măsurare, sePresiunea po şi temperatura to, a mediului ambiant obţine eu un barometru, respectiv cu un

termometru cu lichid. Modulul de elasticitate mediu al combustibilului este E = 17,7 . IO3 daN/cm2,

iar coeficientul de temperatură al densităţii combustibilului a = 0,71 kg/dm3 grd.

Variaţia secţiunii efective de curgere, obţinută cu relaţia (7.27), în care p2 = 0 pentru injectoare cu un singur orificiu cu 0 1 mm este redată în figura 7.63 iar pen-

650

1 + + «Ol - t«)

Zi

0,010,02

himmj

Fig. 7.65. Influenţa depunerilor

cărbunoase asupra coeficientului de

pierderi în orificii (motorul D-110): 1 - injector nou; 2 - injector cocsat.

651

0.16

0.32

0,8

0,2 C£ h(mmj

Fig. 7.66. Variafla secţiunii efective de curgere în funcţie

de cursa acului, pentru diferite contrapresiuni p .

Fig. 7.63. Variajia secţiunii Fig. 7.64. Variaţia secţiunii efec-

el'eclive de curgere a injeclo- tive de curgere în funcţie de cursa rului în funcţie

de cursa acu- acului, la un injector cu patru ori-

Iul, la un injector cu un ticii.

singur orificiu; 1,2 - limitele de

variaţie a secţiunii efective de

curgere.

tril injectoare cu orificii multiple cu 0 0,275 mm în

figura 7.64.

Pe baza relaţiei 7.27 se poate urmări şi influenţa altor factori. Astfel, în figura 7.65 se redă influenţa depunerilor cărbunoase asupra coeficientului de pierderi în orificii (injectoare de la motorul D l 10), iar in figura 7.66 variaţia secţiunii efective în funcţie de cursa acului la diferite contrapresiuni p2-

Rezultă deci importanţa care trebuie acordată funcţionării corecte a injectoarelor, la parametrii proiectaţi, respectiv asigurarea secţiunii efective de curgere a pulverizatoarelor la toate regimurile de funcţionare, fiind o cale sigură de funcţionare economică a MAC.

Principalele defecţiuni ale injectoarelor pot fi urmărite în tabelul 7.3.

652

[daN/crni

7.4.6. Verificarea şi reglarea instalaţiei de alimentare a MAC

Defecţiunile care apar la instalaţia de alimentare, cât şi simptomele manifestate in funcţionarea motorului presupun o aparatură adecvată pentru verificare şi reglare.

în cazul verificării directe a instalaţiei de injecţie, se controlează etanşeitatea instalaţiei, injectoarele şi pompele dc injecţie.653

Defecţiuni datorita in jet toruluiCauzeRemedieriMotorul bateInjector dereglat sau reglat la presiune prea mare de ridicare a aculuiInjectorul defect se poate detecta, slăbind pe rând racordul conductelor de înaltă presiune la fiecare injector, cu motorul funcţionând la turaţie joasă. Injectorul suspect se demontează şi se reglează pe stand la presiunea prescrisă.Motorul nu dezvoltă puterea nominală, creşte consmul de combustibil şi apare fum negruInjectoare dereglate sau uzateSe verifică şi se re -glează toate injectoarele. Dacă este cazul sc înlocuiesc cu altele noi.La verificarea pe stand puh/erizatorul injectorului nu are zgomotul caracteristic de fracţionare a jetului.Injectoarele cu orificii multiple au un zgomot clar perccpţionabil de fracţionare a jetului la orice viteză de manevrare a manetei dispozitivului de verificat injectoare. Injectoarele cu un singur orificiu au un zgomot slab de fracţionare perceptibil numai la 0 cadenţă de 1-2 pompări pe secundăAcul pulverizatorului înţepenit.Scaunul conic de etan-şare din capul pulverizatorului este defect.Se spală pulveriza torul. Dacă este necesar se înlocuieşte.Pulveriza torul picură între injecţiiînchiderea pulverizatorului neetanşă din cauza depunerilor decocs.Acul pulverizatorului este înţepenit.Se curăţă pulveriza -torul. Dacă defecţiunea persistă se înlocuieşte.Observaţii: Defecţiunile amintite pot fi provocate şi de alte cauze cum ar fi: dereglarea distribuţiei, avansul la injecţie incorect, filtre de combustibil colmatate, apă în combustibil, dereglarea pompei de injecţie, ungerea defectuoasă a motorului.Rezuliă deci că, iniţial, se vor remedia aceste cauze şi apoi se trece la

aplicarea remedierilor [pentru injectoare.

Tabelul 7.3Defecţiuni, cauze şi remedieri

pentru injectoare

Fig. 7.67. Maximetru:1 - arc; 2 - manşon; 3 - pulverizaton 4 - ac

Verificarea indirectă a instalaţiei de alimentare a MAC sc poate face după gradul de fum la evacuare (v.cap.4).

Verificarea etanşeităţii instalaţiei de alimentare. A-ecastă verificare, pe traseul de presiune înaltă (după pompa de alimentare a pompei de injecţie), se face vizual. Pe traseul pe care există depresiune în conducte (între rezervor şi pompă) verificarea se poate face numai prin demontarea conductei de alimentare de la rezervor şi controlând e-tanşeitatea pe porţiuni, până la pompa de alimntare.

O verificare simplă se realizează prin demontarea conductei de la rezervor, astfel încât în conductă sărămână combustibil iar prin racordarea conductei la o sursă de aer comprimat (de 3... 4 daN/cm2) se determină evantualele neetanşeităţi (unde apar scăpări de combustibil şi bule de aer).

Verificarea şi reglarea injectoarelor. Când sc presupune că injectoarele sunt cauza unor defecţiuni, acestea se verifică în următoarea succesiune: determinarea presiunii de deschidere a acului, verificarea etanşeităţii şi calităţii pulverizării, proba de glisare.

Presiunea de deschidere a acului injectorului se poate determina direct pc motor, prin intermediul maximetrului (fig. 7.67) care se montează între pompa de injecţie şi injector. Sc tensionează arcul 1, prin reglarea manşonului 2 la o poziţie corespunzătoare presiunii normale de deschidere a acului injectorului şi apoi se roteşte manual arborele cotit. Când injecţia apare inai întâi la injector şi apoi la maximetru, rezultă că tensiunea arcului la injectorul testat este prea mică. Se reface strângerea arcului până când injecţia apare simultan la injector şi maximetru. în lipsa maximetrului sc poate utiliza un injector etalon (reglat iniţial pe stand).

Valorile presiunii de deschidere a acului pentru injectoarele unor MAC, fabricate în România, sun redate in tabelul 7.4.

Tabelul 7.4

654

De la pompă

Tipul motoruluiTipulinjectoruluiPresiunea de deschidere [daN/cm2]D-110RO-KBL 103 S 15/113175 ± 5 D-105IS-l,5xl5 M110 ± 5 D-115; D-

121KBL 70 SIR230 ± 5D-118KBL 101 S 5 L190 + 8M 797-05KBL 76 S 2R190 ± 8D 2156 HMNKDL 94 S 3175 ± 8

Valorile presiunii de deschidere a acului injectorului pentru motoare fabricate în România.

Etanşeitatea injectorului se verifică la demontarea injectorului, dupa verificarea şi reglarea presiunii dc deschidere a acului pe stand. Se ridică apoi uşor presiunea, până Ia o valoare cu circa 20 daN/cm2 mai mică decât presiunea de deschidere a acului. Dacă timp de 10 secunde pe suprafaţa injectorului nu apare nici o picătură de combustibil, injectorul se consideră etanş.

Etanşeitatea poate fi testată şi prin intermediul maximetrului, odată cu testarea presiunii de deschidere a acului. Şi în acest caz este necesar a demonta injectorul pentru a putea urmări orificiile. După reglarea presiunii normale de deschidere a injectorului, se slăbeşte tensionarea arcului la maximetru cu circa 1-2 diviziuni. In acest caz, prin rotirea arborelui cotit, la maximetru apare injecţia, iar pentru un injector etanş nu trebuie să apară picături de combustibil la orificii.

Calitatea pulverizării se apreciază după fineţea pulverizării, forma jetului sau jeturilor şi orientarea acestora. Testarea calităţii pulverizării se poate face fidel numai pe stand. Pulverizarea se consideră corespunzătoare când jetul de combustibil are aspect de ceaţă (mai compactă în centru). Jeturile nedispersate, continue, indică o uzură accentuată a injectorului (sau o presiune dc deschidere a acului prea mică).

Forma jetului trebuie să respecte condiţiile de penetraţie şi dispersie, ca atare, este necesar să fie indicate de uzină, în funcţie de tipul motorului.

La injectoarele multijct trebuie urmărită şi simetria dispunerii jeturilor, unghiurile dintre jeturi şi uniformitatea jeturilor (când orificiile au diametre egale).

Verificarea şi reglarea pompei de injecţie. în funcţie de defecţiunile posibile ale pompei de

injecţie, se verifică: starea de uzură a demenţilor de pompare şi supapelor de refulare, debitul maxim

sau nominal, uniformitatea debitării şi unghiul de avans la injecţie, iar când este necesar, se

efectuează reglările ce se impun.

Starea de uzură a elemenţilor şi supapei de refulare se poate testa printr-un procedeu similar

cu cel aplicat la testarea etanşetăţii cilindrilor, prin scăpări de aer.Debitul pompei de injecţie se determină pe standuri speciale: Bosch (Germania), U.M.Timişoara

(România), Super (Ungaria), Star-12 (Cehoslovacia), Hartridge (Anglia), Fridman-Mayer (Austria). Metodica testării la standurile prezentate este sensibil aceeaşi [12j, [46j.

Uniformitatea debitării clemenţilor pompei de injecţie se obţine după o metodă similară cu a

determinării debitului maxim sau nominal.

De obicei, sc calculează gradul de neuniformitate cu relaţia:

655

(7.32)

656

în care C,^ şi Cmin reprezintă debitul maxim, respectiv minim de combustibil la c-lemcnţii pompei, pentru un anumit număr de cicluri; Cmca- este debitul mediu obţi-

nul prin -(Cmax + Cm[n).

Comparând neuniformitatea debitării calculată cu cea indicată (de obicei este indicată de firma constructoare), se poate aprecia calitatea reglării pompei de injecţie.

La regimul nominal se admite N = 2... 4 %, iar la ralanti 10 %.Reglarea unei pompe cu distribuitor rotativ pentru a debita uniform la ralanti (N < 10%) se

exemplifică pentru pompa cu 6 elemenţi utilizată la motorul 797-05 (aplicată la autocamioane, combina C12, etc).

Aceste posibilităţi sunt ilustrate în tabelul 7.5 şi figura 7.68.

658

Tabelul 7.5VariantaDebitul în cm3/1000 puls; 360

rot/minN6Observaţiiîncercării123456%111,010,613,012,612,413,423,33Fără supapă şi arcuri în racordurile de refulare213,29,016,211,27,210,276,92Cu supape şi arcuri de acelaşi h în racordurile de refulare313,610,47,29,012,810,261,53S-a schimbat racordul 3 cu 5413,810,08,08,813,410,253,21S-au schimbat numai supapele 3 cu 5.514,110,07,89,011,59,957,53La racordurile 1 şi 5 s-au montat arcurile cu h minim.615,010,06,29,010,69,883,01S-a schimbat injectorul 1 cu 5713,09,010,99,011,69,436,36S-au înlocuit racordurile Ri şi R3 cu alte racorduri810,810,010,910,011,010,29,5S-a înlocuit racordul Ri cu alt racord

Reglarea unor pompe de iiţjecjie cu distribuitor rotativ pentru a debita uniform la relanti

în varianta 1, când s-au utilizat racorduri de refulare fără supape şi arcuri, la turaţia pompei, de ralanti, de 360 rot/min s-a obţinut un grad dc ncuniformitate N6 — 23,33 % (raportarea făcându-se la toate cele 6 racorduri de refulare şi N4 = 7,75 % (când raportarea s-a făcut la patru racorduri dc refulare). Sc prezintă opt variante de încercâri dintre care varianta a opta este cea mai aproape de cerinţe pentru 6 racorduri de refulare şi variantele 1; 7 şi 8, pentru patru racorduri de refulare.

După câştigarea unei anumite experienţe în reglarea pompei de injecţie şi injec-toarelor este posibilă realizarea unei neuniformităţi apropiate sau mai mică decât cea admisă, după una sau două testări.

Rezultate concludente se obţin când temperatura combustibilului in timpul reglării este de 20 ±2 °C. Este foarte important ca în exploatare să se urmărească calitatea combustibilului, astfel ca puctul de congelare al acestuia să fie cu cel puţin 9°C mai coborât decât temperatura mediului ambiant, iar vâscozitatea combustibilului să fie cuprinsă între 1,2 şi 1,5 E° la 20°C.

Reglarea uniformităţii debitării la pompele în linie, se realizează prin rotirea pistonului plonjor în raport cu sectorul dinţat de acţionare sau prin deplasarea furcii care comandă rotirea pistonului pe tija de acţionare.

Avansul la injecţie, respectiv începutul debitării fiecăruia din clemenţii pompei se poate testa şi regla pe stand sau direct pe motor.

Pe stand, momentul începerii injecţiei se poate determina prin intermediul unui dispozitiv cu comparator sau cu momentoscop electric, care funcţionează pe principiului stroboscopic [12].

8. DISTRIBUŢIA GAZELOR

■Sistemul de distribuţie a gazelor trebuie să asigure desfăşurarea optimă a proceselor de schimbare a gazelor. Un sistem de distribuţie este eficient atunci când permite evacuarea cât mai completă a gazelor arse din cilindrii motorului şi asigură umplerea cât mai deplină a cilindrilor cu fluid motor proaspăt, astfel încât coeficientul de umplere r)u să tindă spre unitate (v. subcap. 2.2.1).

în cadrul sistemului de distribuţie a gazelor intră colectoarele de admisie şi evacuare, precum şi mecanismul propriu-zis de distribuţie a gazelor, care comandă deschiderea şi închiderea periodică a orificiilor de admisie şi evacuare.

După tipul organului care controlează orificiile sau luminile de admisie şi evacuare se deosebesc: distribuţia prin supape; distribuţia prin sertare (se aplică la unele motoare de cursă cu turaţie foarte ridicată) şi distribuţia prin lumini, specifica unor motoare în doi timpi (la unele motoare în doi timpi se utilizează şi distribuţia mixtă prin lumini şi supape, iar la altele numai prin supape, de exemplu motorul Orbital).

8.1. DISTRIBUŢIA PRIN SUPAPE

660

8.1.1. Sisteme de distribuţie prin supape

Distribuţia prin supape se compune din supape care obturează orificiile de admisie şi evacuare; arcuri, care menţin supapele pe scaune, arborele de distribuţie (cu came), care acţionează supapele şi mecanismul de transmitere a mişcări: (de la arborele cotit la arborele cu came). Când arborele cu came nu acţionează direct supapele, mecanismul de distribuţie mai cuprinde: tija tmpingătoare, tacheţi şi culbutori. De fapt, acest sistem este cel mai des utilizat la motoarele de autovehicule moderne.

8.1.2. Piesele de acţionare a supapelor

După modul de dispunere a supapelor, in raport cu cilindrul, există următoarele posibilităţi:

supape montate în blocul cilindrilor (lateral faţă de cilindru), montate în chiulasă (în capi sau

montai mbrf'""

Dispunerea supapelor în chiulasă, din cauza avantajelor pe care le prezintă, se aplică la toate

MAC (asigurând camere de ardere compacte, absolut necesare pentru rapoarte mari de compresie)

şi la majoritatea MAS (unde evită detona (ia etc).

Schemele sistemelor de distribuţie a gazelor cu supape în chiulasă (în cap) sunt redate în figura

8.1.

662

Fig. 8.1. Schema distribuţiei, cu supape, având arborele

de distribuţie plasat lateral (fig. S.l.a) şi cu arborele de

distribuţie plasai în capul cilindrului (fig. 8.1,1)): 1 -

arbore dc distribuţie cu came; 2 - lachet; 3 - arc; 4 - tijă

împingătoare; 5 -culbutor; 6 - arcul supapei; 7 - supapă.Fig. 8.2. Schema de distribuţie, cu supape aşezate pe

două rânduri, supapele fiind acţionate prin:

a - culbutori; b - pârghie; c - cu doi arbori.

663

Fig. 8.3. Schema unui

sistem dc distribuţie cu câte două su

pape de admisie şi evacuare.

664

în figura 8.2 se redau unele posibilităţi de acţionare a supapelor aşezate pe două rânduri, în chiulasă.

Montajul supapelor în chiulasă permite folosirea mai multor supape de admisie şi evacuare, la un cilindru (în special în cazul motoarelor de putere mare).

Schema de acţionare, în cazul montării a câte două supape de admisie şj evacuare, este redată in figura 8.3.

în figura 8.4 este redat sistemul de distribuţie al motorului ARO L-25 (similar şi la autoturismul Dacia 1300), iar în figura 8.5 pentru motorul D-l 10.

665

Fig. 8.4. Sistemul de distribuţie al motorului

ARO L-25 şi diagrama fazelor:

1 - arbore de distribuţie; 2 - lachet; 3 - tijă

împingătoare; 4 - şurub de reglare; 5 - culbutor; 6

- manşon; 7 - arcurile supapei; 8 -bucşă; 9 -

supapa; 10 - scaunul supapei.

Supapele sunt piesele cele mai solicitate ale sistemului de distribuţie. Solicitările mecanice ale unei supape sunt datorate forţei de presiune a gazelor şi tensiunii arcului, care produc tensiuni (eforturi unitare) neuniform repartizate, pe talerul supapelor (fig. 8.6), cât şi o solicitare dinamică, de şoc, la aşezarea supapei pe scaun.

Urmărind variaţia forţelor care apar într-o supapă, în cazul solicitării statice şi dinamice (pentru trei turaţii), redată în figura 8.7 [116], se relevă ordinul de mărime al forţelor care în cazul solicitării dinamice nu depăşeşte valoarea de 150 daN. Prin creşterea turaţiei de la 1000 rot/min la 6000 rot/min, forţele cresc cu circa 50% (în cazul cel mai solicitat).

Solicitările termice sunt mai pronunţate la supapele de evacuare (fig. 8.8.b), a căror temperatură medie atinge 700.. .800°C, faţă de 300.. .400°C la supapele de admisie (fig. 8.8.a). Câmpul de temperatură (izotermele) pentru o su-papă de evacuare se poate urmări din figura 8.8;c.

Pentru a îndeplini rolul funcţional, o supapă (fig. 8.9) se compune, în principal, din talerul supapei 1, care îndeplineşte rolul de etanşare şi tija supapei 3, care ghidează supapa şi disipează o parte din căldura preluată de taler de la fluidul motor.

Forma talerului poate fi plană (fig. 8!0.a), convexă (fig. 8.10.b) sau concavă (fig. 8.10.c). Talerul convex se utilizează, de obicei, pentru supapele de evacuare, având o rigiditate superioară faţă de talerul plan. Talerul concav este indicat pentru supapele de admisie cu diametre mari (in acest caz rigiditatea necesară se asigură prin mărirea razei de racordare a tijei cu talerul).

Etanşarea supapei cu scaunul acesteia se poate realiza după o suprafaţă plană (fig. 8.11.a), sau conică (fig. 8.1 l.b). în cazul etanşării după o suprafaţă conică, trebuie asigurat un unghi de circa 1.. .2° între suprafeţele de etanşare ale supapei şi scaunului (fig. 8.1 l.c), ceea ce permite menţinerea etanşării un timp mai îndelungat.

Scaunul supapei poate fi realizat direct în chiulasa sau ca piesă separată, dintr-un material cu rezistenţă mare la uzură şi care se presează în chiulasa. în cazul chiulaselor din aluminiu, se aplică scaune amovibile, atât pentru supapele de evacuare, cât şi pentru cele de admisie.

Fig. 8.5. Sistemul de distribuţie al motorului D-110:1 - arbore de distribuţie; 2 - lachet; 3 - tija împingătoare; 4 - culbutor;

5 - ax; 6 - supapă; 7-arcuri; 8-bucşă.

667

Pentru motoarele supraalimentate, în vederea măririi rezistenţei la uzură, faţetele supapelor şi scaunelor de supapă, confecţionate din oţel, se acoperă uneori cu stelit (aliaj antico-roziv, cu cobalt, wolfram, crom etc).

Fig. 8.6. Variaţia eforturilor unitare la o supapă de admisie (a) şi evacuare (b).

Evitarea pătrunderii lubrifiantului în camera de ardere, la mărirea jocului dintre tija supapei şi bucşa de ghidare 1 (fig. 8.11.d), se realizează prin piesa de e-tanşare în formă de resort 2, fixată cu inelul 3.

în timpul funcţionării la supapele de evacuare, din cauza solicitărilor termice ridicate, pot apare o serie de defecţiuni: reducerea considerabilă a rezistenţei mecanice şi a durităţii materialului (chiar pentru oţeluri speciale refractare), tendinţa de gripaj a tijei în bucşa de ghidare, deformarea talerului, uzură corozivă in-tensă. Evitarea acestor de-fecţiuni presupune o răcire intensă şi asigurarea unei

Fig. 8.11. Posibilităţi de etanşare a talerului cu scaunul supapei $1 e-tanşarea

UJei: a-etanşare după o suprafaţă plană; b, c - după o suprafaţa conică; d -

modul de etanşare al tijei.

Fig. 8.9. Elementele unei supape:

1 - taler; 2 - faţetă conică; 3 - tijă; 4 - locaş inel elastic; 5 -

locaş manşon conic.

A i ÂFig. 8.10. Diferite forme de talere pentru supape: a - plan; b

- convex; c - concav.

ungeri abundente a tijei supapei.

Arcurile supapelor trebuie să asigure închiderea etanşă a supapelor pe scaunele lor şi să preia forţele de inerţie ale supapelor. închiderea neetanşă a supapelor, în cazul unor arcuri slabe, poate provoca curgerea gazelor şi arderea faţetei talerelor. Frecvenţa mare a acţiunii arcurilor (care apare la accelerări exagerate) provoacă oboseala materialului, pierderea elasticităţii acestuia şi chiar ruperea.

669

Cursa supapei

început

rotirii

Rotirea acului

Timp

Răsucirea arcului supapei

Arcurile supapelor, de obicei, sunt sub formă de spirală, cu pasul constant pe înălţime. Uneori se utilizează arcuri cu pas variabil sau sub formă tronconicâ, care se comportă mai bine în cazul apariţiei rezonanţei.

Micşorarea dimensiunilor arcurilor, cât şi o comportare bună în funcţionare, asigură cazul montării a două arcuri (v. fig. 8.4).

La motoarele cu turaţii foarte ridicate, deoarece apare pericolul întreruperii contactului dintre supapă şi camă, se aplică comanda supapelor fără arcuri, cu două came [3].

Uniformizarea uzurii supapei şi scaunului acesteia, cât şi reducerea solicitării termice a supapei, se poate realiza aplicând sisteme de rotire a supapelor [1], [117].

In figura 8.12 se prezintă o serie de sisteme pentru rotirea supapelor, astfel, în figura 8.12.a este sistemul Rotocap, în figura 8.12.b sistemul Rotocoil, în figura 8.12 .C sistemul Rotomat, iar în figura 8.12.d sistemul DuomaL

Oscilogramele cursei supapei şi ale rotirii supapei pentru sistemele Rotocap şi Rotomat sunt redate în figura 8.13. Sistemele care asigură o rotire mai mare a supapelor sunt mai eficiente.

Arborii de distribuţie (cu came) au rolul de a comanda mişcarea supapelor. înălţimea şi profilul camelor sunt determinate pentru asigurarea momentelor optime de deschidere şi închidere a supapelor, precum şi a secţiunii necesare pentru curgerea fluidului motor. Profilul camei trebuie să asigure o deplasare fără şocuri a supapei la o deschidere şi închidere rapidă a acesteia, condiţii impuse de o umplere cât mai completă a cilindrilor.

Culbutorii servesc pentru acţionarea supapelor. Un capăt al culbutorului se execută sferic sau cu rolă, iar celălalt capăt are un şurub pentru reglarea jocului.

670

\i Rotomat-------------[Rotirea

supapei

Fig. 8.13. Oscilogramele cursei supapei şi ale rotirii supapei pentru

sistemele Rotocap şi Rotomatt

Fig. 8.12. Diferite sisteme pentru rotirea

supapelor.

Tacheţii servesc la preluarea mişcării de la arborele cu came şi transmiterea acesteia la supape. Câteva forme constructive de tacheţi sunt redate în figura 8.14. Uzura uniformă a suprafeţelor plane de contact se asigură prin montarea excentrică a tachetulul faţă de axa camei (fig. 8.14.c), iar în cazul tachetului cu cap sferic (fig. 8.14.d) se utilizează came conice.

La unele motoare se utilizează tacheţi hidraulici (fig.8.151, care asigură eliminarea automată a jocului din mecanismul cu supape, asigurând o funcţionare fără zgomot, nefiind necesară reglarea lor în exploatare.

La pornirea motorului, până la creşterea presiunii uleiului în conducte, acţiunea camei se transmite prin suprafeţele frontale ale pistonului plonjor, iar ca armare a jocurilor mari, are loc o funcţionare cu bătaie. După atingerea presiunii necesare a uleiului, tachcţîi hidraulici corectează automat jocurile.

Jocul termic din mecanismul de distribuţie cu supape, jt (v. fig. 8.4), are rolul de a asigura dilatarea liberă a pieselor componente. Jocul termic este cuprins între 0,05.. .0,5 mm, fiind mai mare la supapa de evacuare.

Jocurile termice se stabilesc de uzinele constructoare, pe cale experimentală. Ele se măresc în exploatare, ca urmare a uzurii pieselor sistemului de distribuţie, fiind necesară verificarea şi reglarea periodică a jocurilor.

8.1.3. Calculul şi verificarea distribuţiei gazelor prin supape

Calculul distribuţiei presupune determinarea vitezei de curgere a fluidului motor prin canalul din chiulasă, aria secţiunii de trecere pe sub supapă etc [1]

671 t

Optimizarea canalelor şi a secţiunilor de trecere pentru admisia şi

evacuarea fluidului motor se obţine apelând la ecuaţia de debit [55]:

672 t

în care: Vg este debitul de fluid motor; a - coeficientul de debit; A - aria secţiunii de trecere; Ap - diferenţa de presiune între camera de ardere şi galeria de admisie sau evacuare; p - densitatea fluidului motor.

Elementele geometrice necesare calculului sunt redate in figura 8.16.

0 = 02270, R = 0,1250,

Fig. 8.16. Elementele geometrice pentru calculul ariilor secţiunilor de trecere pe

lângă supapă.1

Admis ie

IV 45* Evacuare

d- [Ă

—

'—

"1 r

z .o-

-4

7Ung h iu t

/

'—■

—

0,05 0.1 0.15 02 0,25 Q3 035

673

A2

A3?

Fig. 8.17. Parametrii pentru calculul secţiunilor de trecere pe lângă supapa.

674

T3

îl;îs□dmisiecCu-Q79evoc utreoC|E = 073

9iS7 ;□is *.■1

:sVlHA^fa/^JTI

d2 0A 0,6 0? 10

Valorile optime ale produsului (CcA)opt la intrare sau ieşire din camera de ardere (porţiunea A-B), cât şi în alte secţiuni ale canalizaţiei de admisie sau evacuare, trebuie sâ conducă la asigurarea unui coeficient de umplere cât mai mare.

Variaţia unor elemente necesare optimizării curgerii fluidului motor pe lângă supapele de admisie şi evacuare, sunt redate în figura 8.17.

O importanţă deosebită din punct de vedere al perfecţiunii evacuării şi umplerii, îl prezintă timpul-secpune (cronosecţiunea), necesar evacuării gazelor şi admisiei fluidului motor proaspăt. Pentru calculul timpului-secţiune se presupune că volumul total de gaze Vg ce trece, de exemplu, în perioada deschiderii supapei de evacuare în intervalul de timpr4 - T3este:

Ase dr, (8-2)

Ase dr reprezintă timpul-secţîune necesar evacuării.

675

Deoarece Aje = k/rd s^>; <p =jt nr30J'dT = ^n:d^reZUltă:

676

30

T3

Joc real

Fig. 8.18. Schema măsurării şi reglării incorecte a jocului termic tn cazul unui culbutor uzai.

j vd

y . (8-

3)

T3 ~ <f>3

în care: k este numărul supapelor de evacuare; d - diametrul cercului mediu al suprafeţei de contact a

supapei cu scaunul; n - turaţia motorului; s^> - cursa supapei în momentul dat, <p$ şi <p$ - unghiurile

de rotaţie ale arborelui cotit, din momentul deschiderii respectiv închiderii supapei.Se observă că o evacuare cât mai completă a gazelor din cilindru presupune respectarea cursei

supapei (limitarea uzurii camelor) şi respectarea unghiurilor optimede avans y?3 şi întârziere <p4 la deschiderea şi închiderea supapelor de evacuare.

La apariţia unor simptome, ca: zgomote mecanice, mărirea consumului de ulei, fum albastru la evacuare şi funcţionare neuniformă a motorului, se procedează la verificarea distribuţiei gazelor prin supape. Zgomotele puternice din mecanismul de distribuţie apar atunci când jocul dintre supapă şi culbutor are valori prea mari, datorită uzurii sau dereglării. In astfel de cazuri, contactul culbutorului cu supapa şi aşezarea acesteia pe scaun produc şocuri şi zgomote detectabile în partea superioară a chiulasei. Testarea se face cu stetoscopul. Când jocurile au valori mari, zgomotele produse se aud distinct şi fără stetoscop.

Dacă jocurile prea mari se datoresc uzurii culbutorului (fig. 8.18), reglajul distribuţiei cu ajutorul lerelor devine neconcludent, trebuind să fie luate măsuri de remediere a uzurii.

Valorile jocurilor termice pentru unele din motoarele de

autovehicule, sunt redate în tabelul 8.1.

677

30 k d

r Ase d T =

<p4

Tipul motoruluiCilindreeaOrdinea deJocul supapei deJocul supapei defuncţionareadmisieevacuare[cm3][mm][mm]Dacia 1300,14001289;

13971-3-4-20,150,20AROL-252,4951-2-4-30,450,45Fiat 8508431-3-4-20,150,15Renault 16 TL14701-3-4-20,200,25Renault 15 TL12891-3-4-

20,050,20Citroen Dyane 6602-0,200,20Moskvici 40814781-3-4-20,150,15D 135 797-0554901-5-3-6-2-40,210,34D 2156 HMN6103501-

5-3-6-2-40,210,34U-65047601-3-1-20,400,45IH0O23401-2-30,200,25OLTCIT CLUB11294 oriz. opuşi0,200,25OLTCIT

SPECIAL6522 oriz. opuşi1,001,00

Tabelul 8.1Unele caracteristici de reglare pentru motoare de

automobile şi tractoare

-Îrse-Weputul ridicării supapei de evacuare -sj;se-storsital coborârii supapei de evacuare -î.rsu-începutul ridicării supapei de admisie -sesa.-sfrşitul coborârii supapei de admisie

Verificarea fazelor distribuţiei se referă la stabilirea duratei totale a proceselor de admisie şi evacuare. O verificare precisă şi rapidă se realizează cu stroboscopul.

La MAS, stroboscopul se conectează în circuitul secundar de aprindere, pe ramura de alimentare a bujiei cilindrului testat. Momentul producerii impulsului luminos de către stroboscop poate fi modificat în raport cu momentul producerii scânteii electrice. Unghiul corespunzător producerii impulsului luminos se poate urmări pe un cadran indicator.

In vederea verificării, se demontează capacul culbutorilor, se conectează stroboscopul în circuitul de alimentare a cil mdrului testat, se porneşte motorul şi se aduce la o turaţie de circa 1200 rot/min. Când producerea impulsului luminos a fost reglată pentru avans zero, acesta se va produce exact în momentul producerii scânteii electrice la cilindrul respectiv. Se îndreaptă fasciculul luminos spre supapa de evacuare şi se întârzie apoi treptat momentul producerii lui, până corespunde cu începutul ridicării supapei (fig. 8.19). Se obţine astfel unghiul tpx din mometul producerii scânteii electrice până în momentul începerii ridicării supapei de evacuare, iar repetând operaţia, se obţine unghiul <p2 corespunzător momentului de aşezare a supapei pe scaunul său. Prin diferenţa <p2 — <pi = se obţine unghiul ţp^ corespunzător procesului de evacuare. O precizie ridicată presupune o menţinere riguroasă, constantă, a turaţieiîn timpul testării.

678

T3

Fig. R.19. Variaţia cursei supapelor de admisie şl evacuare în funcţie de tp

Garnitura

Similar se procedează şi pentru supapa de admisie, iar în final, se compară datele obţinute cu cele indicate de constructor. Dacă abaterile sunt mai mari de 10% (la o *f [R A C ] reglare corectă a jocu-rilor termice între culbutor şi supapă), este un indiciu al uzurii avansate a pieselor mecanismului de distribuţie.

Unghiurile de avans şi întârziere la închiderea supapelor de admisie şi evacuare pentru unele autovehicule rezultă din tabelul

8.2.Verificarea etanşării dintre supapă şi scaun se poate efectua prin intermediul unui dispozitiv

pneumatic (fig. 8.20). în funcţie de cantitatea de aer ce scapă printre suprafeţele în contact, cantitate apreciată prin scăderea presiunii la sursa de aer comprimat, se a-Fig. 8.20. Dispozitiv pneumatic pentru

verificarea preciază gradul de etanşare a supapei.etanşării dintre supapă şi scaun.

679

8.2. DISTRIBUŢIA PRIN SERTARE

Sertarele pot fi executate sub formă de bucşe rotitoare, sertare conice, plane sau cilindrice.Sertarele sub formă de bucşe (fig. 8.21,a), se execută din două bucşe, cilindrice, aşezate coaxial

în cilindru, la care ferestrele practicate în bucşe coincid, în anumite momente, permiţând realizarea proceselor de schimbare a gazelor.

Sistemele cu sertare conice (fig. 8.21,b) şi sertare plane (fig. 8.21,c) se aplică pentru un cilindru, iar cele cu sertar cilindric (fig. 8.21,d) se pot aplica pentru toţi cilindri motorului.

Cu toate avantajele pe care le oferă distribuţia prin sertare: secţiuni de trecere mari, în comparaţie cu sistemele cu supape, funcţionarea silenţioasă şi acţionare relativ simplă; au o aplicabilitate redusă din cauza unor dezavantaje majore: mase mari în mişcare, dificultatea răcirii şi ungerii, etanşare defectuoasă etc.

680

Tipul motoruluiValoarea unghiurilor [°RACl02m04ARO L-251257588Dacia 130020606020D-11030726628D 135797-

051141555D 2156 HMN 82742417OLTCIT SPECIAL742356OLTCIT CLUB431360

Tabelul 8.2Valorile unghiurilor de avans ;1 întârziere la întinderea supapelor

de admisie şi evacuare

Fig. 8.21. Sisteme de distribuţie prin sertare.

681

8.3. DISTRIBUŢIA PRIN LUMINI ŞI SUPAPE

682

Se aplică la motoarele în doi timpi. Distribuţia (schimbarea) gazelor poate fi comandată de către

piston (fig. 8.22.a, b, c, d) sau de piston şi supapă (fig. 8.22.e).

Sistemul de baleiaj în contracurent, în general, se utilizează la motoare lente, deoarece aceste

sisteme la turaţii ridicate conduc la pierderi importante de fluid motor proaspăt, neasigurând un

baleiaj eficient. Sistemele de baleiaj in echicurent se adoptă la motoarele rapide.

Sistemele de distribuţie în contracurent (prin lumini), au marele avantaj că sunt simple şi uşor de exploatat, deziderate care uneori fac să se aplice şi la motoare mai rapide (de autoturisme).

b. c. d,

Fig. 8.22. Sisteme de distribuţie pentru motoare in doi timpi.

8.4. COLECTOARE DE GAZE

în funcţie de procesele de admisie şi evacuare, se deosebesc colectoare de admisie şi evacuare.

Colectorul de admisie, atât la MAS cât şi la MAC, trebuie să satisfacă cerinţele impuse de

curgerea fluidului motor cu pierderi minime, la toţi cilindri, cu respectarea ordinii de funcţionare.

La MAS, colectorul de admisie trebuie să nu favorizeze condensarea combustibilului vaporizat şi

chiar să asigure o anumită preîncălzire a a-mcstecului.

Colectorul dc evacuare trebuie, de asemenea, să satisfacă cerinţe, ca: rezistenţă redusă la

curgerea gazelor; să asigure reducerea zgomotului şi să contribuie la reducerea poluării mediului

ambiant.

Constructiv, colectoarele de gaz depind de tipul motorului, numărul de cilindri etc [1].

683

8.5. ATENUATOARE DE ZGOMOT

Curegerea gazelor la evacuare şi admisie constituie principala sursă de zgomot în funcţionarea unui motor termic cu piston.

Ponderea zgomotului la evacuare fiind mai mare decât la

admisie (unde prezenţa filtrelor contribuie şi la atenuarea

zgomotului), se justifică preocupările mai intense pentru

reducerea acestui zgomot. Nivelul presiunii sonore pentru

diferite tipuri de motoare (măsurat la 1 m distanţă), în funqie

de turaţie, fără-a-tenuator de zgomot, este redat în figura 8.23.

Aparatele utilizate pentru atenuarea zgomotului se numesc

atenuatoare de zgomot.

Un atenuator de zgomot trebuie să asigure cel puţin

următoarele condiţii: să creeze o rezistenţă minimă la

evacuarea gazelor (pe cât posibil să se asigure o curgere

unidirecţională); să reducă nivelul zgomotului sub limita admisă (sub curbele de zgomot Cz 80 sau

chiar Cz 75 în toată gama de frecvenţe audibile); să nu reducă puterea motorului cu mai mult de

2. . .3% şi să nu mărească consumul specific de combustibil.

Atenuatoarele de zgomot pot fi active şi reactive [44]. într-un atenuator activ zgomotul este

redus, în principal, prin intermediul unor materiale fonoabsorbate, iar într-un atenuator reactiv prin

disiparea energiei acustice, astfel încât să se formeze un "dop de unde" care să împiedice propagarea

sunetului într-o anumită gamă de frecvenţe.

Pentru motoarele termice sunt recomandate atenuatoarele de tip reactiv, care pot fi executate sub

forma unor camere de destindere, rezonatoare acordate la o anumită frecvenţă şi combinaţii ale

primelor două.

Elementele necesare pentru calculul atenuatoarelor simple de zgomot sunt redate în tabelul 8.3.

Pentru atenuarea zgomotului la evacuare în toată gama frecvenţelor audibile, este necesar a

îmbina diferite elemente de atenuatoare simple. în figura 8.24 se redau două atenuatoare de zgomot

pentru autoturismele Dacia 1400; 1600 cm3 etc, la care nivelul de zgomot este sub 75 dB (măsurat la

1 m de ieşirea gazelor din motor).

Variaţia nivelului presiunii sonore pentru motorul Dacia 1600 cm3 echipat cu două atenuatoare

de forma celor redate în figura 8.24, este prezentată în figura 8.25, de unde rezultă eficienţa atenuării

pentru toate frecvenţele.

S-au făcut încercări experimentale de a combina atenuatorul de zgomot cu reac-tori catalitici sau

termici, aceştia din urmă având rolul de a reduce efectul poluant al gazelor evacuate în mediul

exterior [3].

Tendinţa care se manifestă la majoritatea constructorilor de motoare termice este aceea de a

acţiona la sursa emisiilor poluante, în vederea reducerii acestora şi apoi la evacuare.

684

1000 1500

3000 5000 n [rot/min]Fig. 8.23. Nivelul presiuni) sonore pentru diferite tipuri de motoare.

Fig. 8.25, Variaţia nivelului presiunii sonore

pentru motorul autoturismului Dacia 1600

echi-SU0C pal cu atenuatoarele redate

In fig. 8.24.

6862000 Frecventa

1Hz

Fig. 8.24. Schema principală a

atenuatoarelor de zgomot pen tiu

Dacia 1400 şi 1600: a - atenuator intermediar, b -

atenuator final.

687

Tabelu l

Calculul atenuărilor pentru diferite atenuatoare (amortizoare de zgomot)

1

Tipul atenuatorului

Schema atenuatorului Relaţia de calcul a atenuării

688

1

689

1Atenuator reac-tiv cu o cameră AL = 10 lg [l + | (m - jjjj 2 sin2k lc] [dB]

690

S2 , 2JTfm = —; k =--------;

si c

si - secţiunea de îngustare; S2 - secţiunea camerei; k - numărul de undă; f - frecvenţe, tn Hz;c - viteza de propagare a sunetului ih aer, to m/s;lc - lungimea camerei de destindere

691

1Atenuator reactiv cu două camere

Jg A' + (m +

l)zCOS2k(lc + lr)-

- ( m - l)2cos2k(lc-lr)] ;

B = —^ [(m2 + l)(m + l)2 sin 2k(lc + lr) 8nr L

(m2 + l)(m - l)2 sin 2k(lc - lr) -

-2(m2 - l)2sin2klr],lr este lungimea tubului de racord

692

A =4m

AL^lOjg (A2 + B2),

Atenuator reac tiv cu două ca mere cu tub de racord interior

S2 ■r_________

1 1

I 1

lg (C2 + D2), k lc - (m - 1)

D = -| | (m + ^j-) sin 2k lc + (m - 1)[ ( m + —) c o s 2 k l c - ( m -^-)l tg k lr }L m m -J

693

[dB] l) sin 2 ktc tg klr

AL = ioC = cos 2k Ic - (m

1

Atenuator reactiv de rezonanţă, cu tub lateral deschis

AL = io ig [i + j ctg2 k(i + of>], [dB]

CC - coeficient de corecţie

694

Atenuator reactiv de rezonanţă, cu tub lateral închis

AL = 10 lg [l + ~ tg2 k(l + O)], [dB]

Atenuator reac-tiv de rezonan-ţă, cu cameră AL = 10 ig [ 1 +

2 S ']. [«]

1

vs

SiC o ~ JTd

fr - frecvenţa de rezonanţă; S - aria secţiunii camerei de rezonanţă; V - volumul camerei de rezonanţă; Q, - admitanţa orificiului care uneşte | conducta cu camera de rezonanţă; d - diametrul gâtului rezonatorului; lg - lungimea gâtului rezonatorului; Si - aria secţiunii gâtului rezonatorului.

698

9. INSTALAŢIA DE APRINDERE A MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ

9.1. PARTICULARITĂŢI CONSTRUCTIVE ŞI FUNCŢIONALE ALE INSTALAŢIILOR DE APRINDERE

Instalaţia de aprindere proprie MAS, trebuie să asigure formarea scânteii electrice între electrozii bujiei. Curentul de înaltă tensiune (12-15 kV) este debitat în instalaţie de o bobină de inducţie, alimentată de generator, altemator sau baterie de acumulatoare*.

Se deosebesc instalaţii de aprindere clasice (fără elemente electronice) şi instalaţii de aprindere electronice.

9.1.1. Instalaţia de aprindere clasică

O instalaţie de aprindere clasică (fig. 9.1), asigură tensiunea înaltă prin intermediul bobinei de inducţie 2, care transformă curentul de joasă tensiune în curent de înaltă tensiune. Bobina de inducţie are primarul în circuitul bateriei de acumulatoare 1 şi generatorului de curent 4, iar secundarul în circuitul bujiiior 6. Ruptorul 3, legat în paralel cu condensatorul 7, asigură întreruperea circuitului primar. Conform legii inducţiei electromagnetice, în înfăşurarea secundară se induce o forţă electromotoare proporţională cu numărul de spire ale înfăşurării şi cu viteza de variaţie a fluxului magnetic.

Distribuirea curentului la bujii, funcţie de ordinea de funcţionare a cilindrilor, se realizează prin distribuitorul 5.

Timpul dintre două închideri ale ruptorului (fig. 9.2), în cazul motoarelor în patru timpi este:

(9.1)

(9.2)

Timpul dintre două închideri ale ruptorului şi numărul de întreruperi pe minut, pentru unele motoare cu aprindere prin scânteie sunt redate în tabelul 9.1.

699

în care: n este turaţia motorului, în rot/min, iar i - numărul de cilindri. Numărul de întreruperi pe minut la un motor în patru

timpi este:

1Funcţionarea generatorului de curent, a altematoru!r.u, bateriilor de acumulatoare şi a releelor-re-gulatoare este descrisă în alte lucrări de specialitate

700

Motoare Cu Ardere Interna

Documents

Transcript of Motoare Cu Ardere Interna