Calculul și Construcția Motoarelor cu Ardere Internă

Temă proiect : - Tipul motorului : M.A.S

- Puterea motorului : P = 57kw (78 CP)

- Cilindreea : 4 cilindrii în linie

- Turaţia maximă : np=5700 rot/min

CAPITOLUL I

CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI

Calculul termic are scopul de a determina parametrii de stare ai fluidului de lucru în punctele caracteristice ale ciclului motor (presiune, temperatură şi volum), determinarea lucrului mecanic specific pe ciclul motor, stabilirea dimensiunilor fundamentale ale motorului (diametrul interior al cilindrului şi cursa pistonului), calculul indicilor de perfecţiune ai motorului, calculul bilanţului termic al motorului şi determinarea caracteristicii exterioare a motorului.

1.1. Calculul procesului de schimbare a gazelor

Schimbarea gazelor are ca scop evacuarea cât mai completă a gazelor de ardere din cilindru şi umplerea acestuia cu o cantitate cât mai mare de fluid proaspăt pentru a relua ciclul motor. Schimbarea gazelor cuprinde procese de admisiune şi evacuare. Acestea, deşi nu se succed în cadrul unui ciclu, realizează o succesiune firească în timp, în două cicluri succesive şi anume, evacuarea dintr-un ciclu precede admisiunea din ciclul următor. Evacuarea influenţează astfel admisiunea. În plus, cele două procese sunt definite de o realitate fizică comună, curgerea gazelor, din care cauză se supun aceloraşi legi ale dinamicii gazelor.

Pentru calculul procesului de schimbare a gazelor se porneşte de la relaţia (1.1):

(1.1)

în care necunoscuta este gradul de umplere a cilindrului ηV.

Ceilalţi parametri se calculează sau sunt adoptaţi pe baza datelor statistice determinate experimental pe motoare similare.

Presiunea şi temperatura atmosferică au valoarea:

p0=0.1 MPa

T0=293 K

Exponentul adiabatic al aerului:

ka=1.4

Coeficientul de exces de aer se adoptă (conform [7], pag. 110):

=0.85

Cantitatea minimă de aer necesară pentru arderea completă a unui kg. de combustibil:

Cmin=14.47 kg/kg (conform [7], pag 110)

Densitatea fluidului proaspăt se calculează cu formula:

(1.2)

unde – Rfp [J/kgK] – constanta fluidului proaspăt

Pentru m.a.s., unde fluidul proaspăt este considerat un amestec aer-benzină, Rfp se calculează cu relaţia:

Rfp=Paer.Raer+Pcomb.Rcomb (1.3)

Raer=287 J/kgK (conform [7], pag. 109)

Rcomb=73 J/kgK (conform [7], pag. 110)

Participaţia masică a aerului, respectiv cea a benzinei se calculează conform relaţiei:

(1.4)

(1.5)

Înlocuind în relaţia 1.3. vom obţine:

Rfp=0.983.287+0.016.73

Rfp=283.28 J/kgK

Înlocuind în relaţia 1.2. vom avea:

Viteza de propagare a sunetului prin fluidul proaspăt:

(1.6)

Gradul de încălzire a fluidului proaspăt se adoptă (conform [7], pag. 111):

=1.12

Raportul de comprimare  (conform [7], pag.112):

=10

Gradul de postumplere (conform [7], pag. 112):

pu=0.1

Presiunea de evacuare (conform [7], pag.112):

pe=0.112 MPa

Temperatura gazelor de evacuare (conform [7], pag.112):

Te=980 K

Coeficientul global al pierderilor pe traseul de admisie (conform [7], pag.112):

a=5

Raportul dintre alezaj şi diametrul orificiului controlat de supapa de admisie (conform [7], pag.112):

D/da= 2.32

Durata de deschidere a supapei de admisie (conform [7], pag. 112-113):

a=260 0RA

Viteza medie a pistonului (conform [7], tab. 3.3):

=18 m/s

Coeficientul mediu de debit al orificiului controlat de supapa de admisie (conform [7], pag.113):

=0.64

Secţiunea litrică a supapei de admisie (conform [7], pag. 113):

SLsa=14.10-4 m2/l

Cu aceste valori ecuaţia (1.1) devine:

şi mai departe:

Ecuaţie care se rezolvă grafic sau prin încercări şi rezultă:

V=0.754

Se calculează presiunea la sfârşitul cursei de admisie:

(1.7)

care se încadrează în intervalul recomandat .

Coeficientul gazelor arse reziduale se calculează cu:

(1.8)

valoare care se încadrează în intervalul recomandat (pag. 114),

Temperatura la sfârşitul cursei de admisie:

(1.9)