CAPITOLUL 1 - fim.usv.ro · rezistenţă ridicată la acţiunea gazelor , rezistenţă la uzură ,...

CAPITOLUL 1

PROBLEME GENERALE PRIVIND ROLUL ŞI CONDIŢIILE DE

FUNCŢIONARE ALE CUPLEI SEGMENT – CILINDRU

ÎN MOTOARELE CU ARDERE INTERNĂ

Odată cu evoluţia tehnică, construcţia şi geometria segmenţilor, cilindrului şi a

pistonului, împreună cu materialele din care sunt confecţionate acestea precum şi tehnologiile

aferente, s-au perfecţionat continuu. Motoarele moderne sunt mai puţin poluante, lucrează la

temperaturi şi presiuni mai mari şi, mai ales, sunt mult mai durabile. Singurul lucru care nu

s-a schimbat este funcţia de bază a segmenţilor. Şi în prezent aceştia sunt cei care asigură o

comprimare corespunzătoare, reduc efortul termic al pistonului, contribuind la evacuarea

unei importante părţi a căldurii preluată de acesta, împiedică pătrunderea gazelor în carter şi

controlează ungerea ansamblului, realizând împreună cu cilindrul o cuplă de frecare de clasa

a III-a care asigură în acelaşi timp ghidarea ansamblului piston în mişcarea sa alternativă.

1.1 Caracteristici constructive ale segmenţilor - consecinţă a îndeplinirii

cerinţelor funcţionale de bază

Cerinţele funcţionale ale segmenţilor, indiferent de tipul acestora, impun existenţa

unei elasticităţi corespunzătoare, menţinută în timp şi la temperaturi ridicate, o repartizare

determinată a presiunii pe oglinda cilindrului, prelucrarea lui sub o formă geometrică

adecvată, care să asigure aşezarea etanşă pe suprafaţa de lucru. Pe lângă aceste cerinţe de

bază se adaugă şi necesitatea unei fiabilităţi ridicate.

a b

Forma segmenţilor. Pentru

îndeplinirea acestor cerinţe segmenţii se

execută sub forma unui inel tăiat (figura 1.1a),

tăietura (rostul) conferindu-le segmenţilor

elasticitate în funcţionare. Segmentul liber stă

deschis, având distanţa dintre capete s0. La

montarea în cilindru, segmentul ia formă Fig.1.1 Forma segmenţilor şi forţele care acţionează asupra lor

circulară, diametrul exterior devine egal cu valoarea alezajului D,iar distanta dintre capete

este s < s0. Ca urmare a acestei strângeri în stare montată, segmentul dezvoltă o anumită

presiune pe oglinda cilindrului, valoarea ei medie fiind numită presiune medie elastică, pE.

Situaţia corespunde segmenţilor autoelastici. Aceştia pot fi de presiune constantă sau de

presiune variabilă. Înălţimea segmentului, h, este delimitată de două suprafeţe, denumite

CERCETĂRI PRIVIND PROCESE DE UZARE ALE CUPLEI SEGMENT-CILINDRU 2 DIN MOTOARELE CU ARDERE INTERNĂ

flanc superior fs şi flanc inferior fi. Cealaltă dimensiune caracteristică este grosimea radială, a

vizibilă în figura 1.1b

Segmenţii de comprimare standardizaţi sunt prezentaţi în figura 1.2. Cei mai des

utilizaţi sunt cei cu secţiune dreptunghiulară (a). În unele cazuri se utilizează segmenţi cu

periferia bombată (b), literatura de specialitate menţionând efectul benefic al acestei forme

asupra regimului de ungere, fără însă a se face precizări privind forma exactă a profilului

bombat în funcţie de caracteristicile motorului.

Fig.1.3 Segmenţi de comprimare cu răsucire

(secţiune transversală -ISO 6621-1)

Fig.1.2 Segmenţi de

comprimare (secţiune transversală -ISO

6621-1)

Fig.1.4 Segmenţi de comprimare semitrapezoidali

(secţiune transversală -ISO 6621-1)

Fig.1.5 Segmenţi de comprimare „cu nas” (a, b)

şi de ungere (c, d) (secţiune transversală

-ISO 6621-1)

Pentru reducerea perioadei de rodaj sunt utilizaţi uneori segmenţii conici (c).

Segmenţii pot avea prevăzută la interior o degajare, ca în figura 1.3, care să asigure răsucirea

lor în funcţionare datorită acţiuni presiunii gazelor. O soluţie eficientă împotriva blocării

segmentului în canal este cea din figura 1.4, în care segmenţii au o secţiune trapezoidală.

Segmenţii „cu nas” din figura 1.5(a) şi (b) asigură un bun efect de raclare a uleiului.

Segmenţii de ungere sunt prevăzuţi cu fante care străpung periferia acestora, ca în

figura 1.5(c) şi (d), permiţând astfel trecerea uleiului în spatele segmentului şi apoi în

carter.

Pentru ca segmentul să-şi îndeplinească rolul i se asigură libertatea de mişcare,

montându-l cu joc axial ∆h şi joc radial ∆a faţă de canal (figura 1.1b). În spatele segmentului

se infiltrează gaze, a căror presiune pe direcţie radială, contribuie la aplicarea lui pe cilindru.

Se apreciază că etanşarea este eficientă când presiunea gazelor sub ultimul segment este de

3…4% din presiunea gazelor din cilindru, iar cantitatea acestor gaze este cuprinsă între 0,2 şi

1% din încărcătura proaspăta admisă în cilindru [37, 40].

Fanta segmentului poate fi executată în diverse variante (figura 1.8), fiind preferată

cea dreaptă (a); în cazul motoarelor în doi timpi se prevăd degajări pentru ştiftul de blocare

împotriva rotirii (d) şi (e).


s s s

Fig. 1.8 Fanta segmenţilor de comprimare

Materialele utilizate sunt fonta cenuşie cu structura perlitică (faza dură) şi grafit

lamelar distribuit uniform, în special datorită proprietăţilor antifricţiune bune, şi fonta cu

grafit nodular, care are proprietăţi mecanice mai bune în defavoarea celor antifricţiune. În

scopul măririi rezistenţei la uzură şi la coroziune şi a îmbunătăţirii adaptabilităţii pe oglinda

cilindrului, la segmenţi se practică aplicarea unor acoperiri de suprafaţă, cum ar fi fosfatarea

şi feroxidarea, cositorirea şi plumbuirea, cromarea poroasă, acoperirile cu molibden, etc.

1.2 Caracteristici constructive ale cilindrilor - consecinţă a îndeplinirii

cerinţelor funcţionale de bază

Condiţiile de funcţionare ale cilindrilor impun următoarele cerinţe constructive:

rezistenţă ridicată la acţiunea gazelor, rezistenţă la uzură, rezistenţă la coroziune a

suprafeţei de lucru şi a suprafeţei care vine în contact cu mediul de răcire, asigurarea

etanşeităţii volumului de lucru a gazelor din interior şi a mediului de răcire .

1.3. Rolul major al segmenţilor în cuplă. Analiza funcţională

1.3.1 Rolul major al segmenţilor

Aşa cum s-a arătat, cerinţele funcţionale ale cuplei segment-cilindru sunt: etanşarea la

gaze (funcţie principală), controlul consumului de ulei şi transferul căldurii către sistemul de

răcire a motorului. În îndeplinirea acestor cerinţe segmenţii sunt elementele principale, de

buna funcţionare a acestora depinzând în mare parte performanţele motorului. Iată de ce atât

în literatura de specialitate cât şi în această lucrare s-a considerat importantă analiza

influenţelor pe care le are forma şi construcţia segmentului asupra fiabilităţii cuplei şi

îndeosebi asupra ungerii în cuplă în scopul reducerii frecării şi uzurilor.

1.3.2 Forţe care acţionează în cuplă

Aceste forţe acţionează în principal asupra segmenţilor, o parte dintre acestea fiind

transmise şi cilindrului fără să îi producă însă acestuia solicitări importante. O reprezentare a

principalelor forţe este făcută în figura 1.1b. Pe direcţie radială, segmentul este acţionat de

forţa sa elastică Fpe şi de forţa de presiune a gazelor din spatele segmentului, Fs. Pe direcţie

axială, segmentul este acţionat, pe flancurile superior şi inferior, de forţele de presiune a

gazelor, Fgs şi Fgi, de forţa de frecare cu cilindrul, Ff , de forţa de inerţie a segmentului, Fi şi


de forţa de greutate a segmentului, G. Forţa Ff are o influenţă semnificativă în funcţionarea

motorului, pierderile prin frecarea segmenţilor totalizând 40…50% din pierderile mecanice

ale acestuia [37, 40].

1.3.3 Etanşarea la gaze. Fenomene nedorite

În anumite condiţii de funcţionare etanşarea la gaze se deteriorează substanţial din

cauza mişcărilor nedorite ale segmentului în plan axial şi radial, fenomene denumite vibraţie

şi pulsaţie a segmentului.

1.3.4 Reducerea consumului de ulei

Cantitatea de ulei care trece deasupra segmenţilor este arsă, constituind consumul de

ulei Cus prin ansamblul segmenţilor. Literatura de specialitate precizează că circa 90% din

consumul de ulei datorat segmenţilor se produce prin circulaţia acestuia între periferiile

segmenţilor şi cilindru [1, 6, 37, 40].

1.3.5 Evacuarea căldurii din piston

Dintre toţi segmenţii, primul, numit şi segment de foc, are nivelul termic cel mai

ridicat, deoarece vine în contact cu gazele fierbinţi şi cu porţiunea cea mai caldă din piston. la

150...250˚C şi este mai mică decât temperatura flancului cu 50...100˚C pentru motoarele care

funcţionează continuu cu sarcini mari.

CAPITOLUL 2

STADIUL ACTUAL AL CERCETĂRILOR TEORETICE ŞI

EXPERIMENTALE ASUPRA COMPORTĂRII CUPLEI

SEGMENT-CILINDRU DIN MOTOARELE CU ARDERE INTERNĂ

O importanţă deosebită o are în alegerea segmenţilor ca principal element de studiu

din cadrul cuplei faptul că aceştia sunt cei care execută mişcarea de translaţie împreună cu

pistonul, condiţie obligatorie pentru realizarea ungerii hidrodinamice în cuplă şi care asigură

în acest fel reducerea uzurii ambelor elemente [6, 37].

2.1 Criterii privind dimensionarea şi verificarea segmenţilor

Conform metodologiei descrise în literatura de specialitate [1, 5, 6, 37, 40, 45], în

prezent, la dimensionarea segmenţilor se urmăreşte îndeplinirea obiectivelor următoare:

adoptarea presiunii medii elastice pE şi a distribuţiei de presiuni; stabilirea celor două

dimensiuni fundamentale ale segmentului, a şi h; stabilirea formei segmentului în stare liberă

şi a rostului s0, astfel încât, prin strângerea segmentului să se asigure distribuţia adoptată a


presiunii; verificarea eforturilor unitare generate la montarea segmentului pe piston şi

mărimea rostului în funcţionare; stabilirea jocurilor din canal; stabilirea numărului de

segmenţi.

2.2 Cercetări teoretice şi experimentale semnificative asupra fenomenelor

din cupla segment-cilindru

În prezent se pune accent pe studiul fenomenelor termice şi de lubrificaţie pentru

cunoaşterea căilor de acţiune în vederea reducerii uzurilor şi frecărilor în cupla segment-

cilindru.

2.3 Concluzii

În stadiul actual, cercetările teoretice şi

experimentale efectuate asupra cuplei segment-cilindru

indică realizarea unor importante progrese în

următoarele direcţii:

a. Stabilirea unor criterii de proiectare general

acceptate pentru segmenţii şi cilindrii motoarelor cu

ardere internă; b. Elaborarea unor modele teoretice

pentru regimul de ungere; c. Stabilirea factorilor de

influenţă asupra uzurii în cuplă şi îmbunătăţirea

fiabilităţii elementelor acesteia. d. Elaborarea unor

standuri şi metodologii pentru măsurarea grosimii

filmului de ulei, a forţei de frecare, a uzurilor şi a

regimului termic în cuplă.

Fig.2.1 Schema de reprezentare parabolică a suprafeţei segmentului

Ca observaţie generală, în toate studiile teoretice modelarea analitică a formei

segmentului este de tip parabolă [71], ca în figura 2.1.

CAPITOLUL 3

TEMATICA LUCRĂRII. DEFINIREA DIRECŢIILOR

DE CERCETARE URMĂRITE

Lucrarea îşi propune să prezinte un model original de segment de comprimare

modificat precum şi criteriile de optimizare a acestuia în funcţie de parametrii caracteristici

ai motorului, astfel încât să fie îndeplinite condiţiile unei ungeri hidrodinamice, simultan cu o


reducere a circulaţiei de ulei spre camera de ardere. Pentru a realiza aceste obiective s-a

conceput modelul de ungere pentru acest tip de segment, model care ia în considerare

influenţa presiunii gazelor din camera de ardere asupra formării peliculei de ulei. În partea a

doua a analizei teoretice s-a realizat pentru segmentul propus şi un model original de calcul

al temperaturilor instantanee în cuplă, menit să facă o estimare a valorilor acestei pe întreaga

durată a unui ciclu motor.

Prin abordarea direcţiilor de cercetare prezentate se urmăreşte crearea unor condiţii

favorabile de ungere a segmentului de comprimare şi estimarea temperaturilor instantanee

periculoase pentru reducerea proceselor de uzare în cuplă.

CAPITOLUL 4

CONTRIBUŢII LA MODELAREA FENOMENELOR

CARACTERISTICE FUNCŢIONĂRII SEGMENŢILOR ÎN

MOTOARELE CU ARDERE INTERNĂ PENTRU AUTOMOBILE

4.1 Analiza hidrodinamică a cuplei segment – cilindru.

Prezentarea segmentului modificat

4.1.1 Consideraţii asupra ungerii hidrodinamice în cupla segment - cilindru

După cum se cunoaşte [5, 75, 97], pentru realizarea regimului hidrodinamic este

necesară îndeplinirea următoarelor condiţii: 1. prezenţa lubrifiantului în cuplă; 2. existenţa

mişcării suprafeţelor cuplei; 3. existenţa unui interstiţiu în formă de pană.

Dacă se ţine seama şi de prezenţa rugozităţilor [97], apare şi o a patra condiţie care

precizează că, pentru a limita influenţa acestora asupra curgerii hidrodinamice este necesar ca

4. raportul ( ) 52

21

>+ aa

L

RRh , în care hL este grosimea filmului de lubrifiant şi

( )2

21 aa RR +

este media rugozităţilor celor două elemente în din cuplă. Consideraţiile mai noi [5, 97 ] arată

că, în cazul cuplei segment – cilindru se pot considera acceptabile şi valorile mai mari decât 3.

4.1.2 Prezentarea modelului de segment propus

Pe baza observaţiilor practice efectuate asupra segmenţilor uzaţi normal [51, 60, 91],

considerăm ca nesatisfăcătoare aproximarea din figura 2.1., îndeosebi sub aspectul

repartizării simetrice a suprafeţelor curbe şi, ca urmare, propunem un model de segment de


comprimare modificat, având la bază

segmentul cu periferia dreaptă (segment

dreptunghiular – ISO 6621-1) asupra căruia

se intervine practicându-se la periferia

acestuia două suprafeţe conice, înclinate cu

unghiurile θθθθu[°] în partea superioară (spre

chiulasă) şi respectiv θθθθc[°] în partea inferioară

(spre carter) ca în figura 4.1. Fiecare

conicitate joacă rolul interstiţiului în formă de

pană necesar inducerii condiţiilor de apariţie

a regimului de ungere hidrodinamică pentru

ambele sensuri de mişcare verticală a

pistonului. Între oglinda cilindrului şi

segment are loc o mişcare liniară de

translaţie cu viteză variabilă, viteza de

Fig.4.1 Geometria segmentului de comprimare modificat şi forţele care acţionează asupra lui

deplasare a segmentului, vs fiind considerată în continuare aproximativ egală cu cea a

pistonului, vp. Repartizarea lungimii celor două conicităţi se va considera ca o fracţiune X din

înălţimea activă în cuplă a segmentului, denumită în continuare repartiţie a pantei şi are o

valoare cuprinsă în intervalul [0, 1]. De exemplu, pentru X = 1 se consideră că toată înălţimea

activă a segmentului este repartizată pantei de urcare. Vom arăta în capitolul 5 că valoarea

acestei repartiţii se poate optimiza astfel încât să se reducă circulaţia uleiului spre camera de

ardere.

Din cauza valorii mari a unghiurilor teşiturilor h1 practicate pe muchiile periferiei,

participarea acestora la formarea filmului de ulei este practic nulă, considerându-se în

continuarea porţiunea dintre acestea, denumită în continuare suprafaţă activă în cuplă.

Această suprafaţă are lungimea:

hs = h – 2h1 [m]

Astfel, pentru cursele în care pistonul coboară spre carterul motorului, lungimea

interstiţiului în formă de pană, notată hefs(c), va fi:

( ) ( )( )121 hhXh cefs −−= [m], (4.1)

şi corespunzător, la urcarea pistonului spre chiulasă vom avea hefs(u),

( ) ( )12hhXh uefs −= [m]. (4.2)


În ipoteza realizării celor două conicităţi ca urmare a uzării periferiei segmentului cu

valoarea Us [m] în perioada de rodaj ca în figura 4.1, valoarea înclinării interstiţiilor (panta

acestora) se poate calcula cu următoarele relaţii personalizate:

– pentru cursele de coborâre,

( )( ) ( ) ( )121

tanhh-X

U

H

Uk s

cefs

scc −⋅

=== θ , (4.3)

– pentru cursele de urcare,

( )( ) ( )12

tanhhX

U

h

Uk s

uefs

suu −⋅

=== θ . (4.4)

Prin aplicarea relaţiilor de calcul a parametrilor regimului de ungere hidrodinamic

determinate în paragraful următor şi corelarea acestora cu valorile presiunilor din diagrama

indicată în coordonate p–α pentru stabilirea condiţiilor la intrarea şi ieşirea din cuplă a

lubrifiantului, valoarea acestor înclinări poate fi optimizată în funcţie de parametrii

motorului aşa cum vom expune în capitolul 5. Amintim că în diagrama indicată în

coordonate p–α este redată desfăşurat, variaţia presiunii gazelor deasupra pistonului în

funcţie de unghiul de rotaţie al arborelui cotit, α [°RAC] şi că determinarea acesteia se poate

face atât prin măsurarea efectivă a presiunii pe motor cât şi prin efectuarea unui calcul termic

al motorului.

4.1.3 Analiza regimului de ungere hidrodinamic în cazul tipului de segment propus

Pentru dezvoltarea în continuarea a modelului de calcul vom face următoarele

consideraţii [75], considerate ca fiind acceptabile din punct de vedere al analizei

hidrodinamice în cuplele de frecare: uleiul are o comportare Newtoniană; curgerea este

unidirecţională, pe direcţia deplasării pistonului; presiunea este constantă în filmul de ulei pe

circumferinţa segmentului; forţele de inerţie şi deformaţiile elastice ale segmentului şi

cilindrului se ignoră.

Având în vedere aceste consideraţii, precum şi notaţiile din figura 4.2 în care s-a

reprezentat schematizat realizarea interstiţiului pentru cursa de coborâre, vom accepta

următoarele aproximaţii [37, 40] făcute pe baza măsurătorilor practice privind presiunile

gazelor care acţionează asupra primului segment de comprimare:

pa – presiunea gazelor din camera de ardere, p1 = 0,25 p0; ps1 = 0,75 p0; p0 = pa [MPa].

Pentru stabilirea parametrilor regimului de ungere hidrodinamic, se porneşte de la

ecuaţia Reynolds pentru curgerea unidimensională [75] ,


x

hv

x

ph

xp ∂∂⋅=

∂∂⋅

∂∂

63

η , (4.5)

în care: h [m] – grosimea filmului de ulei;

p [MPa] – presiunea în filmul de ulei; vp

[m/s] – viteza pistonului; η [Pa⋅s] –

vâscozitatea dinamică a uleiului.

În continuare, prin integrare în funcţie

de variabila x a expresiei (4.5) şi ţinând

seama de valoarea presiunii gazelor şi de

acţiunea alternativă a conicităţilor periferiei

segmentului în mişcarea pistonului către

carter şi către chiulasă obţinem distribuţia

presiunilor în filmul de ulei.

Astfel, pentru cursa de coborâre

avem p = p0, pentru x = 0 şi p = p1, pentru x

= hefs(c) şi rezultă:

Fig.4.2 Distribuţia presiunii hidrodinamice între

periferia primului segment şi suprafaţa cilindrului

1 – segment; 2 – cilindru; hL1min – grosimea minimă a filmului de ulei; hL2 – grosimea filmului de ulei la

intrarea în cuplă (maximă); hLm – grosimea filmului de ulei la presiunea maximă; p1 – presiunea în filmul de

ulei la intrarea în cuplă; p0 – presiunea în filmul de ulei la ieşirea din cuplă; pmax – presiunea maximă în filmul

de ulei; vs ≅≅≅≅ vc– vitezele segmentului şi pistonului; vs = 0 – viteza cilindrului; hefs – lungimea interstiţiului.

( )( ) ( )

( ) ( )( ) 2

12

2

211

220

21

1021

22

221

2112

121

21 ...1116

hh

hphp

xkh

pp

hh

hh

hhxkhxkhhh

hh

k

vxp

c

ccc

p

c

−

⋅−⋅−

⋅+

−⋅

−

⋅+

+

++

⋅+−

⋅+⋅

+⋅

⋅⋅⋅

=η

[MPa](4.6)

Pentru cursa de urcare avem p = p1, pentru x = 0 şi p = p0, pentru x = hefs(c) şi rezultă:

( )( ) ( )

( ) ( )( ) 2

12

2

210

221

21

0121

22

221

2112

121

21 ...1116

hh

hphp

xkh

pp

hh

hh

hhxkhxkhhh

hh

k

vxp

u

uu

p

u

−

⋅−⋅−

⋅+

−⋅

−

⋅+

+

++

⋅+−

⋅+⋅

+⋅

⋅⋅⋅

=η

[MPa] (4.7)

În ambele relaţii s-au notat: kc , ku – înclinarea suprafeţelor conice de coborâre şi,

respectiv, de urcare; p0 [MPa] – presiunea gazelor în partea superioară a segmentului; p1

[MPa] – presiunea gazelor în partea inferioară segmentului, p1 = 0,25 p0; vp [m/s] – viteza

pistonului considerată ca fiind egală cu viteza relativă a segmentului faţă de cămaşa

cilindrului, vs.


Distribuţia de presiuni p(x) este vizibilă în figura 4.2.

Conform consideraţiei că uleiul are comportare Newtoniană, derivând presiunea în

relaţiile (4.6) – (4.7) şi înlocuind în relaţia vitezei de curgere se obţine tensiunea de forfecare

în film:

– pentru cursa de coborâre,

( )( )

( )( )

( )( )2

1021

22

221

12

12120

2

3

xh

pp

hh

hh

xh

vη

hh

hhhxk

xh

vηxτ

p

c

p

zc

−

−+

+⋅

+

+

−−

⋅−==

K

K

(4.8)

– pentru cursa de urcare,

( )( )

( )( )

( )( )2

0121

22

221

12

12120

2

3

xh

pp

hh

hh

xh

vη

hh

hhhxk

xh

vηxτ

p

u

p

zu

−

−+

+⋅

+

+

−−

⋅−==

K

K

(4.9)

Determinarea grosimii filmului de ulei se face din condiţia de echilibru a forţelor

care acţionează asupra segmentului pe direcţie radială conform consideraţiilor anterioare şi

schematizării prezentate în figura 4.2.

Astfel, obţinem:

– pentru cursa de coborâre, ( ) specL FFF += [N] (4.10)

– pentru cursa de urcare, ( ) speuL FFF += [N] (4.11)

în care : FL(c) [N] – forţa de presiune din filmul de ulei care acţionează pe suprafaţa conică a

segmentului în cursa de coborâre; FL(u) [N] – forţa de presiune din filmul de ulei care

acţionează pe suprafaţa conică a segmentului în cursa de urcare; Fpe [N] – forţa cu care

segmentul este aplicat pe cilindru datorită acţiunii presiunii elastice pE [MPa];Fs [N] – forţa

radiala creată de presiunea gazelor care acţionează în spatele segmentului de comprimare, ps1

[MPa];

Forţa de presiune din filmul de ulei se determină cu relaţiile:

– pentru cursa de coborâre, ( ) ( )( )

∫ ⋅⋅=cefsh

ccL dxxpDF0

π [N]; (4.12)

– pentru cursa de urcare, ( ) ( )( )

∫ ⋅⋅=uefsh

uuL dxxpDF0

π [N], (4.13)

În ambele relaţii s-a notat cu D [m] alezajul cilindrului.


Forţa cu care segmentul este aplicat pe cilindru datorită acţiunii presiunii elastice pE se

obţine din expresia: Epe phDF ⋅⋅⋅=π [N] (4.14)

în care h [m] este înălţimea totală a segmentului de comprimare, celelalte notaţii având

semnificaţiile şi unităţile de măsură expuse anterior.

Forţa radială creată de presiunea gazelor care acţionează în spatele segmentului de

comprimare, ps1 = 0,75 p0 [MPa] va fi determinată luând în considerare faptul că ea acţionează

pe suprafaţa interioară a segmentului, de arie π(D – 2a)h [m2] şi se transmite la periferia

segmentului, pe o suprafaţă de arie πD h [m2].

Astfel, ( ) 12 ss paDF ⋅−⋅= π [N] (4.15)

Înlocuind în relaţiile (4.10) şi (4.11) expresiile (4.12) – (4.15), obţinem pentru ecuaţia

de echilibru forma:

– pentru cursa de coborâre, ( )( )

∫ ⋅⋅−

+⋅=⋅cefsh

sec phD

aDphdxxp

0

1

2 (4.16)

– pentru cursa de urcare, ( )( )

∫ ⋅⋅−

+⋅=⋅uefsh

seu phD

aDphdxxp

0

1

2 (4.17)

Procedând la integrarea acestor relaţii se ajunge la două ecuaţii neliniare prin

rezolvarea cărora se pot determina grosimile minime ale filmului de ulei hL pentru fiecare

cursă a pistonului:


( )

( )

( ) ( )( )( )

( )

( )( )( )

−+−=

+

+−−

−+

+−

+⋅−

+⋅

⋅

1

21

20

10

2

2

1

2

1ln

1

2

26

sEs

cefsc

cefsc

c

cefsc

cefsc

c

cefsc

ccefsc

cefs

c

p

pD

aDph

hkx

hkxpxp

k

pphkx

hkxx

kx

hkx

khkx

h

k

v

K

Kη

(4.18)

şi, respectiv,


( )

( )

( ) ( )( )( )

( )

( )( )( )

−+−=

+

+−−

−+

+−

+⋅−

+⋅

⋅

1

21

20

01

2

2

1

2

1ln

1

2

26

sEs

uefsu

uefsu

u

uefsu

uefsu

u

uefsu

uuefsu

uefs

u

p

pD

aDph

hkx

hkxpxp

k

pphkx

hkxx

kx

hkx

khkx

h

k

v

K

Kη

(4.19)


Prin introducerea valorilor presiunii gazelor preluate din diagrama indicată se poate

obţine variaţia grosimii filmului de ulei în funcţie de poziţia pistonului sau de unghiul de

rotaţie al arborelui cotit, α [°RAC].

În figura 4.3 s-a redat grafic corelaţia dintre variaţiile vitezei pistonului şi a presiunii

gazelor şi variaţia grosimii filmului de ulei, obţinute de autor cu ajutorul metodei de calcul

expuse mai sus, pentru un motor cu aprindere prin scânteie (MAS) în 4 timpi.

Fig.4.3 Variaţia grosimii filmului de ulei cu viteza pistonului şi presiunea gazelor din camera de ardere

Determinarea debitului de ulei vehiculat prin cuplă se face pornind de la relaţia de

calcul a debitului în cuplele de translaţie cu regim de ungere hidrodinamic [75]:

2Lm

pL

hvDQ ⋅⋅⋅= π [m3/s], (4.20)

în care D [m] şi vp [m/s] sunt alezajul cilindrului şi viteza pistonului iar hLm este grosimea

lubrifiantului în zona de presiune maximă, vizibilă în figura 4.2.

După cum se cunoaşte [23, 74, 75, 76], grosimea hLm a lubrifiantului se obţine prin

rezolvarea ecuaţiei:

0=∂∂x

p, (4.21)

în care p este presiunea în filmul de ulei determinată cu expresiile (4.8) şi (4.9). Se obţin astfel

relaţiile:


( )( ) ( )

( )

−−

++

⋅⋅= 21

22

012

21

21

21

6

1

hh

pphhv

hh

hhDQ pcL η

π [m3/s], (4.22)



( )( ) ( )

( )

−−

++

⋅⋅= 21

22

102

21

21

21

6

1

hh

pphhv

hh

hhDQ puL η

π [m3/s], (4.23)

relaţii în care toate mărimile care apar au semnificaţiile şi unităţile de măsură expuse mai sus.

Facem observaţia că al doilea termen din paranteza dreaptă este, în ambele relaţii ale

debitului, independent de viteza pistonului, circulaţia uleiului fiind determinată exclusiv de

diferenţa dintre presiunea gazelor deasupra şi dedesubtul segmentului de comprimare.

În figura 4.4 se indică variaţia debitului de ulei în funcţie de unghiul de rotaţie a

arborelui cotit, α [°RAC], calculat cu relaţiile de mai sus pentru un motor cu aprindere prin

scânteie (MAS) în 4 timpi. După cum se observă, în cursa de destindere cantitatea de ulei

vehiculată spre camera de ardere este sensibil micşorată de acţiunea gazelor, termenul al

doilea din paranteza dreaptă a relaţiei (4.22) devenind negativ şi crescând în valoare absolută.

Valorile negative au semnificaţia unui debit de ulei vehiculat spre carterul motorului (scade

consumul de ulei).

Pentru estimarea în ansamblu a circulaţiei de ulei pe parcursul unui ciclu motor

introducem mărimea QLt [m3/s] denumită de autor circulaţie globală de ulei şi calculată prin

integrarea grafică a variaţiei din figura 4.4. Pentru aproximarea ariilor s-a preferat utilizarea

metodei trapezului care are o eroare considerată satisfăcătoare. Se introduce astfel un număr

de puncte j = 0...73 în care se calculează poziţiile pistonului faţă de PMI, exprimate prin

mărimea Sj cuprinsă în intervalul [0, S], în care S [m] este cursa pistonului.

Fig.4.4 Circulaţia de ulei în cuplă în decursul unui ciclu motor


Relaţia de calcul pentru circulaţia globală este :

ii

j

iLiL

tL SSS

QQQ −

+= +

=

+∑ 1

71

0

1

2 [m3/s], (4.24)

O valoare pozitivă obţinută pentru această circulaţie semnifică o vehiculare a uleiului

înspre camera de ardere.

Menţionăm avantajele utilizării acestei mărimi în optimizarea repartiţiei pantelor

periferiei segmentului modificat propus de autor, o circulaţie globală de ulei nulă,

însemnând practic limitarea la maxim a transportului de lubrifiant prin periferia segmentului

către camera de ardere şi, deci o reducere importantă a consumului de ulei.

Determinarea forţelor de frecare în cuplă se face pornind de la relaţiile (4.8) şi (4.9)

pentru calculul tensiunilor de forfecare în cuplă, prin introducerea acestora în relaţia de calcul

a forţei de frecare în cupla de translaţie aflată în regim hidrodinamic de ungere expusă în [75],

astfel:


( ) ( ) ( )( )

∫ ⋅⋅==

cefsh

zccf dxxDF0

0τπ [N]; (4.25)


( ) ( ) ( )( )

∫ ⋅⋅==

cefsh

zccf dxxDF0

0τπ [N]; (4.26)

În ambele relaţii s-a notat cu D [m] alezajul cilindrului şi cu 0=zτ [MPa] tensiunea de

forfecare în cuplă. Înlocuind în relaţiile (4.25) şi (4.26) tensiunea 0=zτ cu expresiile din (4.8)

şi (4.9), rezultă:


( ) ( )0121

21

1

2

21

12 ln232

pphh

hhkD

h

h

hh

hh

k

vDF c

c

p

cf −⋅+⋅

⋅⋅⋅+

⋅−

+−

⋅⋅⋅⋅⋅⋅

= πηπ

[N],

(4.27)



( ) ( )1021

21

1

2

21

12 ln232

pphh

hhkD

h

h

hh

hh

k

vDF u

u

p

uf −⋅+⋅

⋅⋅⋅+

⋅−

+−

⋅⋅⋅⋅⋅⋅

= πηπ

[N],

(4.28)

în care: kc , ku – înclinarea suprafeţelor conice de coborâre şi, respectiv, de urcare; p0 [MPa]

– presiunea gazelor în partea superioară a segmentului; p1 [MPa] – presiunea gazelor în

partea inferioară segmentului, p1 = 0,25 p0; vp [m/s] – viteza pistonului considerată ca fiind

egală cu viteza relativă a segmentului faţă de cămaşa cilindrului, vs; D [m] – alezajul

cilindrului; η [Pa⋅s] – vâscozitatea dinamică a uleiului; h2 , h1 – grosimea filmului de ulei la

intrarea şi, respectiv, la ieşirea din cuplă.

Ca şi în cazul determinării debitului de ulei vehiculat prin cuplă, facem observaţia că

al doilea termen din membrul drept al relaţiilor (4.27) şi (4.28) este independent de viteza

pistonului, influenţa diferenţei dintre presiunea gazelor la intrarea şi ieşirea din cuplă asupra

circulaţiei de ulei regăsindu-se şi în valoarea forţelor de frecare dintre segment şi cilindru.

În figura 4.5redăm grafic variaţia forţelor de frecare în funcţie de unghiul de rotaţie a

arborelui cotit, α [°RAC], calculat cu relaţiile de mai sus pentru acelaşi motor cu aprindere

prin scânteie (MAS) în 4 timpi. După cum se observă, acţiunea gazelor nu produce modificări

semnificative asupra mărimii forţelor de frecare. Valorile negative au semnificaţia unor forţe

de frecare care acţionează înspre carterul motorului.

Fig.4.5 Variaţia forţelor de frecare în cuplă în decursul unui ciclu motor


Pentru o estimare a pierderilor mecanice produse de aceste forţe definim mărimea

lucrul mecanic al forţelor de frecare asupra segmentului, Lfs[J], mărime calculată prin

integrarea grafică a variaţiei din figura 4.5. Pentru aproximarea ariilor s-a utilizat de

asemenea metoda trapezului şi s-au introdus punctele j = 0...73 în care se calculează poziţiile

pistonului faţă de PMI, poziţii exprimate prin mărimea Sj cuprinsă în intervalul [0, S], în care

S [m] este cursa pistonului. Utilizând acest lucru mecanic putem face o comparaţie

procentuală pentru estimarea fracţiunii din lucrul mecanic indicat al motorului pierdută din

cauza frecărilor în cupla segment – cilindru. Se porneşte de la expresia generală de calcul a

lucrului mecanic şi se obţine lucrul mecanic al forţelor de frecare asupra segmentului:

ii

j

isis

fs SSFF

L −+

= +=

+∑ 1

71

0

1

2 [J], (4.29)

O valoare mare obţinută pentru acest lucru mecanic indică o creştere a forţelor de

frecare în cuplă şi conduce la scăderea randamentului mecanic al motorului. Avantajele

utilizării acestei mărimi sunt date de posibilitatea de optimizare a înclinării pantelor de la

periferia segmentului cu scopul reducerii pierderilor prin frecarea în cuplă şi mărirea

eficienţei mecanice a motorului, cunoscându-se că aportul frecărilor dintre segmenţi şi

cilindru este de 40 – 60 [%] din totalul pierderilor mecanice ale motorului, participarea

primului segment de comprimare la aceste pierderi fiind de cca. 30 – 40 [%].

4.2 Calculul temperaturilor instantanee în cupla segment - cilindru

Creşterea temperaturilor suprafeţelor în contact apărută ca urmare a proceselor care au

loc în lubrifiant este importantă şi în cazul cuplei segment – cilindru, putându-se face astfel o

evaluare a pericolului de degradare a straturilor de lubrifiant aflate în contact nemijlocit cu

suprafeţele active în cuplă. Modelul propus este inspirat de o analiză a fenomenelor de acest

tip pentru o cuplă de frecare cu mişcare de rostogolire, analiză făcută de către Zhu şi Cheng

şi expusă în lucrarea [109]. Menţionăm că o parte dintre rezultatele obţinute de autor cu acest

model au fost publicate într-o lucrare elaborată anterior [54]. Reamintim valabilitatea în

continuare a ipotezelor privind comportarea newtoniană a lubrifiantului precum şi a celorlalte

consideraţii făcute pentru stabilirea condiţiilor de calcul ale filmului de ulei expuse la

începutul paragrafului 4.1.3.

Pentru început, se stabileşte distribuţia căldurii între cele două suprafeţe. Conform

consideraţiilor făcute în [109], aceasta este:


– pentru solidul 1,

( )2121

qTT

h

Kq L +−⋅= , [W] (4.29)


( )2

212

qTT

h

Kq L +−⋅= , [W] (4.30)

unde: T1 [K] – temperatura suprafeţei solidului 1; T2 [K] – temperatura suprafeţei solidului

2; q [W] – căldura produsă de frecările din filmul de ulei; KL [W/m⋅°C] –

conductivitatea termică a uleiului; h [m] – grosimea filmului de lubrifiant dintre suprafeţe;

Căldura produsă de acţiunea tensiunilor de forfecare din filmul de ulei este dată de

relaţia: ( ) ( ) svxτxq ⋅= (4.31)

în care : vs [m/s] – viteza de alunecare dintre cele doua suprafeţe, care în acest caz, este

egală cu viteza pistonului vp; τ[MPa] – tensiunea de forfecare în filmul de ulei calculată cu

relaţiile (4.8) şi (4.9).

Pentru calculul temperaturilor suprafeţelor în contact se vor utiliza relaţiile lui Voltera

pentru rezolvarea unidimensională a ecuaţiei transferului de căldura de la o sursă de căldură

ce se mişcă rapid la o suprafaţă plană semiinfinită, prezentate şi utilizate de către Zhu şi

Cheng în [109].

În aceste ipoteze, vom prezenta în continuare ecuaţiile pentru determinarea

temperaturile instantanee ale suprafeţelor:


( )( ) ( )( ) ( )

( )∫ ⋅+−⋅

⋅

⋅

⋅⋅⋅⋅+=

−

− ξ

.

L.

Bd x

x-ξ

ξqξTξT

h

K

KuCρπTξT

050

12

3

50

1111

6

112

1010

(4.32)


( )( ) ( )( ) ( )

( )d x

x-ξ

ξqξTξT

h

K

KuCρπTξT

ξ

.

L.

B⋅

+−⋅

⋅

⋅⋅⋅⋅+= ∫

−

−

050

21

3

50

2222

6

222

1010

(4.33)

unde:


TB1 [K] – temperatura medie a solidului 1; TB2 [K] – temperatura medie a solidului 2;

q [W] – căldura produsă de frecările din filmul de ulei; KL [W/m⋅°C] – conductivitatea termică

a uleiului; K1 [W/m °C] – conductivitatea termica solidului 1; K2 [W/m °C] – conductivitatea

termica solidului 2; C1 [N m/kg °C] – căldura specifică a solidului 1; C2 [N m/kg °C] –

căldura specifică a solidului 2; ρ1 [kg/m3] – densitatea materialului pentru solidul 1; ρ2

[kg/m3] – densitatea materialului pentru solidul 2; h [m] – grosimea filmului de lubrifiant

dintre suprafeţe; ξ [m] – distanţa de la originea sistemului de coordonate până la punctul de

calcul a temperaturii instantanee; u1 [m/s] – viteza periferică în zona de contact pentru solidul

1; u2 [m/s] – viteza periferică în zona de contact pentru solidul 2;

Problema care se pune la aplicarea prin extindere a acestor calcule şi în cazul cuplei

segment-cilindru este faptul că aceasta este o cuplă de translaţie, spre deosebire de modelul

utilizat în [109] care este o cuplă de rostogolire. Modelul propus de autor şi expus în lucrarea

[54] echivalează vitezele u1 şi u2, care apar în ecuaţiile (4.32) şi (4.33), cu vitezele vs′ şi vc′

pentru a se putea aplica modelul cuplei de translaţie segment – cilindru, făcând următoarele

consideraţii bazate pe schema şi notaţiile din figura 4.6:

a. se consideră două corpuri solide cilindrice aflate în contact ca în figură, obţinute

prin înfăşurarea suprafeţelor active în cuplă pentru segmentul şi cilindrul din motorul cu

ardere internă; b. în cazul segmentului se consideră ca suprafaţă în contact numai suprafaţa

pantei active în cursa respectivă, hefs; c. prin înfăşurare,

capetele oglinzii cilindrului din motor se unesc,

punctele de contact A şi A′ devenind identice; d.

circumferinţa acestui solid cilindric are valoarea S +

hefs, lungimea acestuia fiind ceva mai mare decât

valoarea cursei pistonului, după cum se observă şi în

figura 4.6; e. corespunzător, capetele segmentului se

unesc, punctele de contact B şi B′ devenind identice;

circumferinţa acestui solid cilindric mic are valoarea

hefs; f. pentru a respecta ipotezele de calcul aplicate în

relaţiile (4.32) şi (4.33) presupunem că cele două

corpuri solide cilindrice se rotesc cu alunecare, astfel

încât, după câte o singură rotaţie completă a fiecăruia,

efectuată într-un anumit timp ϑ punctele A≡A′ şi B≡B′

Fig.4.6 Modelul de echivalare a mişcării de translaţie cu cea de

rostogolire pentru calculul temperaturilor instantanee


se întâlnesc din nou; g. durata ϑ este corespunzătoare parcurgerii de către piston a cursei între

PMI şi PME, sau invers, ea putându-se astfel calcula cu relaţia:

p

v

S=ϑ [s], (4.34)

în care S[m] şi vp în [m/s] sunt cursa şi respectiv viteza pistonului; h. în această perioadă ϑ ,

un punct oarecare de pe suprafaţa solidului cilindric care modelează segmentul, să zicem

punctul B, va parcurge într-o rotaţie completă circumferinţa acestuia egală în valoare cu hefs,

viteza relativă de deplasare fiind vs′ ; aşadar,

s

efs

v

h

′=ϑ [s]; (4.35)

i. un punct de pe cilindru, să zicem A, se va deplasa cu viteza relativă vc′ astfel încât în

decursul timpului ϑ să parcurgă o rotaţie completă a circumferinţei de lungime S + hefs, cu

viteza relativă vc′ ; astfel, c

efs

v

hS

′

+=ϑ [s]. (4.36)

Conform notaţiilor din relaţiile (4.32) şi (4.33) şi consideraţiilor de mai sus, dacă se

presupune că solidul cilindric 1 este materializat de segment, iar solidul cilindric 2 corespunde

cilindrului din motor, cele două viteze relative u1 şi u2 vor fi înlocuite de vitezele relative

echivalente vs′ şi vc′ conform modelului de echivalare original propus de autor, conform

raţionamentelor expuse mai sus.

Prin înlocuirea timpului ϑ din relaţiile (4.35) şi (4.36) cu expresia din relaţia (4.34)

se vor obţine:

- viteza relativă echivalentă a segmentului,

1uvS

hv p

efs

s =⋅=′ [m/s] (4.37)

- viteza relativă echivalentă a cilindrului,

1uvS

hSv p

efs

c =⋅+

=′ [m/s] (4.38)

în care: u1 [m/s] – viteza periferică în zona de contact pentru solidul 1; u2 [m/s] – viteza

periferică în zona de contact pentru solidul 2; vp [m/s] – viteza de deplasare a pistonului; hefs


[m] – porţiunea din înălţimea segmentului care participă activ la formarea filmului de ulei în

cuplă;

Pentru a putea proceda la calculul temperaturilor instantanee este necesară elaborarea

unui procedeu iterativ în cadrul căruia este necesară stabilirea a două grupe de paşi de

incrementare:

1. Prima grupă include

un număr de valori (preferabil

72) pentru unghiul de rotaţie al

arborelui motor, acoperind 720

grade [RAC], adică un ciclu

motor complet. Pentru fiecare

unghi de rotaţie se calculează

cursa şi viteza pistonului.

Incrementul se poate nota cu j.

2. A doua grupă include

minim 10 paşi, împărţind

suprafaţa de lucru a segmentului

în porţiuni egale ca în figura 4.7.

Incrementul se poate nota cu i.

Fig.4.7. Discretizarea suprafeţei active a segmentului pentru calculul temperaturilor instantanee

CAPITOLUL 5

EVALUAREA ŞI INTERPRETAREA PRINCIPALILOR PARAMETRI

AI REGIMULUI DE FUNCŢIONARE A SEGMENŢILOR CA

REZULTAT AL MODELĂRII PROPUSE

5.1 Determinarea vitezei de deplasare în cuplă şi a variaţiei presiunii

gazelor deasupra pistonului

5.1.1 Determinarea vitezei de deplasare în cuplă

Viteza de deplasare este în fapt viteza segmentului, vs, cilindrul fiind elementul static

în această cuplă. Presupunând că realizarea segmentului s-a făcut cu respectarea criteriilor

privind dimensionarea şi verificarea segmenţilor expuse în paragraful 2.1, fenomenele

nedorite care produc deplasări suplimentare ale segmenţilor pot fi neglijate, atât în modelul


teoretic elaborat cât şi în realizarea programelor de calcul, considerându-se valabilă

identitatea:

ps vv = [m/s] (5.1)

5.1.2 Determinarea variaţiei presiunii gazelor deasupra pistonului

După cum s-a arătat în capitolul 4, pentru determinarea distribuţiei de presiuni în

filmul de ulei pentru cupla segment-cilindru este necesar să se cunoască presiunea gazelor în

camera de ardere, pa. Variaţia presiunii în funcţie de valoarea unghiului rotaţie al manivelei

arborelui cotit la un moment dat este dată în diagrama indicată desfăşurată. Pentru obţinerea

acesteia din calcul este necesar să se efectueze calculul termic al motorului. Una dintre

metode, preferată de mai mulţi autori [85] are în vedere, pentru efectuarea calculului termic,

aproximarea ciclurilor reale prin cicluri cvasiideale parcurse de gaze reale sau cvasireale.

5.2 Prezentarea programelor de calcul utilizate

Pentru efectuarea calculelor necesare în evaluarea şi interpretarea principalilor

parametri ai regimului de funcţionare a segmenţilor ca rezultat al modelării propuse au fost

realizate două programe complexe de calcul, programe expuse în ANEXA I şi ANEXA II

Primul program, realizat de autor în MATHCAD, este destinat calculării parametrilor

regimului de ungere în vederea optimizării profilului în cazul segmentului modificat propus şi

a fost denumit CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI ŞI CALCULUL UNGERII

SEGMENTULUI. Programul este expus în ANEXA I a lucrării de faţă.

Al doilea program, denumit CALCULUL TEMPERATURILOR INSTANTANEE

IN CUPLA SEGMENT – CILINDRU, a fost elaborat de asemenea în MATCHAD şi este

prezentat în ANEXA II ataşată prezentei lucrări. Prin rularea lui se obţin temperaturile

instantanee pentru segment şi cilindru precum şi variaţiile acestora în funcţie de unghiul de

rotaţie a arborelui cotit.

5.3 Evaluarea şi interpretarea principalilor parametri ai regimului de

funcţionare a segmenţilor ca rezultat al modelării propuse

În analiza hidrodinamică a modelului de segment propus s-a pornit de la forma

specifică a periferiei segmentului, schematizată în figura 4.1 prin două suprafeţe conice

înclinate cu unghiurile αααα, pentru suprafaţa superioară activă în cursele de urcare a pistonului

spre PMI, şi respectiv ββββ , pentru suprafaţa inferioară activă în cursele de coborâre a pistonului

spre PME.


5.3.1 Dimensiunile fundamentale şi parametrii caracteristici utilizaţi în analiza

segmenţilor modificaţi pentru motoarele de bază

Pentru stabilirea şi optimizarea profilului s-a optat pentru analiza unor segmenţi

obţinuţi prin modificarea profilului unor segmenţi dreptunghiulari utilizaţi în etanşarea a două

motoare având soluţii constructive clasice. S-a optat pentru această variantă datorită uşurinţei

de intervenţie asupra acestora pentru realizarea ulterioară a studiului experimental. S-a pornit

astfel de la dimensiunile standard ale segmenţilor de comprimare superiori montaţi pe un

motor cu aprindere prin scânteie, notat MAS, şi pe un motor cu aprindere prin comprimare,

notat MAC.

5.3.2 Stabilirea similitudinii variaţiei grosimii filmului de ulei pentru cele două motoare

şi consideraţii asupra formei grafice a acestei variaţii

Cu ajutorul programului de calcul termic şi a grosimii filmului de ulei se trasează

graficele de variaţie a filmului de ulei pe durata unui ciclu pentru motoarele MAS (figura 5.3)

şi MAC (figura 5.4). Se observă similitudinea variaţiilor care confirmă faptul că fenomenele

Fig.5.3 Variaţiile vitezei pistonului vp, a grosimii

minime a filmului de ulei h1min şi a presiunii gazelor p, în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui cotit,

pentru MAS

care determină regimul de ungere şi

grosimea filmului de ulei se manifestă în

acelaşi mod, indiferent de tipul motorului,

metodologia urmată pentru aflarea

înclinării optime fiind general valabilă.

O remarcă evidentă care confirmă

valabilitatea modelului teoretic prin

compararea rezultatelor obţinute cu cele

prezentate în literatura de specialitate se

poate face în ceea ce priveşte situarea

valorilor medii ale grosimii filmului de

ulei în intervalul (5...10)⋅10-3 [m], situaţie

confirmată de către aproape toate

măsurătorile şi studiile teoretice efectuate

până în prezent şi expuse în lucrările [48,

69, 104]. În urma analizării variaţiilor din

Fig.5.4 Variaţiile vitezei pistonului vp, a grosimii minime a filmului de ulei h1min şi a presiunii gazelor p, în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui cotit,

pentru MAC


figurile 5.3 şi 5.4 se pot formula următoarele observaţii: a. forma grafică sinusoidală a

variaţiei grosimii filmului de ulei, cu ambele ramuri pozitive, asemănătoare cu cea a vitezei

pistonului, confirmă astfel influenţa majoră pe care o are aceasta în stabilirea regimului de

ungere în cuplă; b. grosimea filmului de ulei scade pe toată durata cursei de destindere, în

special în apropierea poziţiei în care se înregistrează maximul presiunii gazelor de ardere;

fenomenul poate fi explicat prin creşterea sarcinii în cuplă cauzată de valorile mari

înregistrate de fracţiunea din presiunea gazelor care acţionează în spatele segmentului; c.

grosimea filmului de ulei este mai mică în cazul motorului cu aprindere prin comprimare,

sarcina în cupla segment cilindru fiind mai mare decât la motorul cu aprindere prin scânteie;

Comparativ, studierea reprezentărilor grafice ale variaţiei temperaturilor instantanee

în cuplă, prezentate în figura 5.5 pentru MAS şi figura 5.6 pentru MAC indică de asemenea

o influenţă puternică a presiunii gazelor asupra valorilor acestor temperaturi, indiferent de

ciclul termic al motorului. Reprezentările grafice obţinute cu ajutorul programului de calcul a

temperaturilor instantanee în cupla segment-cilindru ne oferă o imagine sugestivă asupra

variaţiei temperaturilor instantanee pentru aceste două elemente, pe parcursul unui ciclu

motor.

Fig.5.5 Variaţiile temperaturilor instantanee ale segmentului şi cilindrului din MAS în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui cotit, pentru un ciclu complet.


Fig.5.6 Variaţiile temperaturilor instantanee ale segmentului şi cilindrului din MAC în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui cotit, pentru un ciclu complet.

Se remarcă, de asemenea: a. forma grafică sinusoidală cu ambele ramuri pozitive

obţinută pentru ambele elemente, segment şi cilindru şi influenţa redusă a vitezei pistonului

şi presiunii gazelor asupra temperaturii cilindrului, datorată în special faptului că, în timp ce

suprafaţa segmentului este activă pe întreaga durată a unei curse a pistonului, suprafaţa

cilindrului primeşte căldura numai local, în zona de contact, în cea mai mare parte a timpului

fiind situată în afara acestei zone; b. creşterea accentuată pe care o înregistrează

temperaturile instantane la momentul presiunii maxime, creştere cauzată atât de scăderea

343.5

126.7

391.8

136.8

0

100

200

300

400

MAS MAC

Temp.

instant. max.

a

segmentului

Temp.

instant. max.

a cilindrului

[oC]

grosimii filmului de ulei cât şi de creşterea

presiunii totale exercitate de segment pe

suprafaţa cilindrului, prin înregistrarea unor

valori ridicate ale presiuni gazelor în spatele

segmentului; c. valorile mai mari înregistrate

în creşterea temperaturii segmenţilor şi a

cilindrului de MAC, vizibile în figura 5.7,

justificate de valoarea mai mare a presiunii

din spatele segmentului de comprimare.

Fig.5.7 Maximele temperaturilor instantanee pentru segment şi cilindru pentru fiecare dintre

cele două motoare


Avându-se in vedere similitudinea constatată între MAS şi MAC în cazul variaţiei

grosimii filmului de ulei şi a temperaturilor instantanee reliefate mai sus, vom face în

continuare prezentarea etapelor urmate în optimizarea profilului cu exemplificarea

variaţiilor grosimii filmului de ulei , a forţelor de frecare şi a debitelor de ulei obţinute în

calculele efectuate pentru segmentul de MAC.

5.3.3 Etapele parcurse în optimizarea profilului segmentului

Prima etapă este:

I. Stabilirea repartiţiei optime a suprafeţelor conice pe înălţimea segmentului

Aceasta se face din condiţia de obţinere a unei circulaţii globale de ulei nule. Se

porneşte de la repartiţia egală X=0,5 şi se aleg repartiţii cu o anumită dispersie faţă de această

valoare, calculându-se pentru fiecare repartiţie, într-un număr finit de paşi, următoarele

mărimi: a. grosimea filmului de ulei în cuplă, prin rezolvarea ecuaţiilor (4.18) şi (4.19); b.

debitul de ulei vehiculat în cuplă, cu relaţiile (4.22) şi (4.23); c. circulaţia globală de ulei, cu

relaţia (4.24); d. forţele de frecare în cuplă, cu relaţiile (4.27) şi (4.28); d. lucrul mecanic al

forţelor de frecare asupra segmentului, cu relaţia (4.29);

Procedeul se repetă până la obţinerea unei circulaţii globale de ulei nule, moment în

care, cel puţin teoretic segmentul va determina un consum minim de ulei în motor, debitul de

lubrifiant vehiculat de către acesta printre periferia sa şi oglinda cilindrului la urcarea spre

PMI fiind aproximativ egal cu cel vehiculat înspre PME pe cursa de coborâre.

Figurile (5.8) – (5.12) ilustrează aceste etape, urmate de către autor pentru stabilirea

repartiţiei optime a suprafeţelor conice în cazul segmentului motorului cu aprindere prin

comprimare.

0

2

4

6

8

10

12

admisie ardere

X=0,55

X=0,5

X=0,45

[m⋅⋅⋅⋅10-6]

Fig.5.8 Variaţia grosimii filmului de ulei în cuplă pentru fiecare cursă a motorului MAC

hL1min – pentru repartiţia X = 0,55; hL2min – pentru repartiţia X = 0,5; hL3min – pentru repartiţia X = 0,45;

Fig.5.9 Valorile maxime ale grosimii filmului de ulei în cuplă pentru fiecare

cursă a motorului MAC


Figura 5.12 ilustrează că, în acest caz, repartiţia simetrică X = 0 este dezavantajoasă

şi din punct de vedere al lucrului mecanic de frecare a segmentului, acesta fiind maxim

pentru această repartiţie. Aşa cum se poate observa în figura 5.13, pentru acest segment

repartiţia optimă a suprafeţelor corespunde valorii X = 0,51, suprafaţa conică superioară a

periferiei fiind un pic mai lungă decât cea inferioară.

118.85

118.9

118.95

119

119.05

119.1

Pierderi frecare

X=0.55

X=0.5

X=0.45

[J]

Fig.5.12 Valorile lucrului mecanic de frecare a segmentului în motorul MAC pentru cele trei repartiţii ale înclinărilor.

Fig.5.10 Debitului de ulei vehiculat în cuplă pentru fiecare cursă a motorului MAC

QL1 – pentru repartiţia X = 0,55; QL2 – pentru repartiţia X = 0,5; QL3 – pentru repartiţia X = 0,45;

0

0.01

0.02

0.03

0.04

0.05

0.06

Circulatia de ulei

X=0.51

X=0.5

X=0.49

[m /s]3

Fig.5.13 Valoarea nulă a circulaţiei globale de ulei indică obţinerea repartiţiei optime

pentru cupla MAC - ului, X = 0,51

11.906

11.9065

11.907

11.9075

11.908

11.9085

11.909

Pierderi frecare

X=0.51

X=0.5

X=0.45

[J]

Fig.5.11 Variaţia forţelor de frecare cu unghiul de rotaţie a arborelui motor

Ff1 – pentru repartiţia X = 0,55; Ff2 – pentru repartiţia X = 0,5; Ff3 – pentru repartiţia X = 0,45;

Fig.5.14 Valorile lucrului mecanic de frecare a segmentului în motorul MAC

pentru trei repartiţii ale înclinărilor, cu X = 0,51 – repartiţie optimă

Pe lângă obţinerea unei repartiţii optime din punct de vedere al consumului de ulei,

acest procedeu are următoarele avantaje: A. asigurarea unei circulaţii globale de ulei nule

poate fi o măsură de evitare a fenomenului de starvare, când, deşi sunt îndeplinite condiţiile

de ungere hidrodinamică, cantitatea de ulei disponibilă la intrarea în cuplă este mai mică decât

debitul de ulei necesar a fi vehiculat; B. prin raportarea lucrului mecanic al forţelor de


frecare asupra segmentului, calculat cu relaţia (4.29), la valoarea lucrului mecanic indicat al

motorului se poate face o estimare a aportului segmentului de comprimare la producerea

pierderilor prin frecare în motor. Pentru MAC-ul luat în calcul, lucrul mecanic indicat,

calculat cu ajutorul programului din ANEXA I are valoarea Li = 2129 [J]. Astfel, aportul

segmenţilor de comprimare va fi de Lfs / Li = 119,07/2129 ⋅⋅⋅⋅ 100%= 5,6%, faţă de un procent

estimat în lucrările studiate de cca. 12 – 20 [%];

După stabilirea acestei repartiţii a suprafeţelor, se trece la etapa a doua din calculul de

optimizare.

II. Stabilirea înclinării optime a suprafeţelor conice pe înălţimea segmentului.

Aceasta se face din condiţia de obţinere a unui regim de ungere predominant

hidrodinamic. Se consideră adoptată repartiţia optimă a suprafeţelor conice şi se porneşte

calculul pentru trei înclinări diferite, succesiv crescătoare, θθθθ1 < θθθθ2 < θθθθ3 , prima şi ultima având

iniţial un grad de dispersie mai mare faţă de înclinarea cu valoare e medie, θθθθ2

Fig.5.15 Variaţia grosimii filmului de ulei hL2min pe durata unui ciclu motor al MAC-ului considerat pentru repartiţia optimă X = 0,51 şi panta optimă θθθθ 2 = 12′′′′,

precum şi pentru dispersiile θθθθ 1 = 3′′′′ şi θθθθ 3 = 30′′′′.

Fig.5.16 Variaţia grosimii filmului de ulei hL2min pe durata unui ciclu motor al MAS-ului considerat

pentru repartiţia optimă X = 0,53 şi

panta optimă θθθθ 2 = 15′′′′, precum şi pentru dispersiile θθθθ 1 = 3′′′′ şi θθθθ 3 = 30′′′′.

Menţionăm că datorită unui număr foarte mare de calcule efectuate prin aceste

procedee iterative pentru motoare de construcţii diferite putem recomanda ca la iniţierea

calculului să se pornească de la o valoare a unghiului de înclinare θθθθ2 = 30′′′′, cu o dispersie

iniţială de 10′′′′ - 15′′′′, urmând ca valoarea acesteia să scadă. În continuare se parcurg următorii

paşi: a. se calculează grosimea filmului de ulei în cuplă, prin rezolvarea ecuaţiilor (4.18) şi

(4.19) cu ajutorul programului din ANEXA II; b. se verifică obţinerea valorii maxime a

filmului de ulei în cursa de ardere şi destindere pentru panta aleasă ca bază în stabilirea

dispersiei, la o valoare a dispersiei cât mai mică, de ordinul minutelor; c. dacă se observă că

valoarea maximă pentru grosimea filmului de ulei în cursa de destindere este obţinută pentru


θθθθ1 sau θθθθ3 se deplasează valoarea lui θθθθ2 către aceasta, noul θθθθ2 devenind egal ca valoare cu

vechiul θθθθ1 sau , după caz, θθθθ3.

În urma parcurgerii acestor etape s-a reuşit determinarea înclinării şi a repartiţiei

suprafeţelor conice optime pentru motoarele considerate în calcul. În figurile 5.15 şi 5.16 sunt

expuse variaţiile grosimii filmului de ulei pentru aceste valori şi, comparativ, pentru câte două

dispersii ale acestora. Astfel, pentru MAC s-au obţinut valorile X = 0,51 şi θθθθ = 12′′′′, pentru

MAS rezultând ca optime X = 0,53 şi θθθθ = 15′′′′.

III. Evaluarea influenţei unor parametri constructivi ai motorului asupra valorii

pantei optime

După cum se observă, în cazul celor două motoare considerate diferă atât valoarea

repartiţiei optime cât şi panta optimă în stabilirea regimului de ungere preponderent

hidrodinamic.

Datorită obţinerii grosimii filmului de ulei prin rezolvarea unor ecuaţii neliniare este

greu de precizat de ce diferă aceste valori şi cum este influenţată mărimea acestora la

modificarea parametrilor constructivi ai motorului . În această situaţie s-a procedat la analiza

grafică a valorilor maxime ale grosimii filmului de ulei pentru cursele corespunzătoare

comprimării şi arderii cu destinderea, alegerea acestora fiind făcută prin prisma valorilor

mai mici obţinute pentru grosimea

filmului de ulei în cele două

situaţii, vizibile în figurile 5.15 şi

5.16.

Pentru a se putea vizualiza

cât mai exact valorile maxime ale

grosimii filmului de ulei în aceste

curse s-a procedat la încadrarea

unor zone de interes pe cele două

curse, ca în figura 5.17 şi la

mărirea în detaliu a acestora.

Fig.5.16 Delimitarea zonelor de interes pe diagrama de variaţie a grosimii filmului de ulei hL2min pe durata unui ciclu

motor al MAC-ului considerat pentru repartiţia optimă X = 0,51şi panta optimă θθθθ 2 = 12′′′′, precum şi pentru

dispersiile θθθθ 1 = 3′′′′ şi θθθθ 3 = 30′′′′.

În urma efectuării acestei analize s-au obţinut următoarele rezultate: 1. Prezenţa

suprafeţelor periferice conice la segmentul de comprimare conduce la realizarea unui regim

de ungere hidrodinamică a segmentului pe o porţiune extinsă din cursa pistonului;

2. Repartiţia optimă a lungimii celor două suprafeţe conice ca procent din înălţimea

segmentului şi valoarea înclinării celor două pante diferă în funcţie anumiţi parametri ai


motorului utilizat; 3. Micşorarea turaţiei motorului impune reducerea valorii înclinării

optime înregistrându-se o scădere de ansamblu a grosimii minime de ulei; 4. Mărirea

raportului de comprimare conduce la o scădere a grosimii filmului de ulei în zona presiunii

maxime a gazelor de ardere; 5. Micşorarea lungimii cursei pistonului produce o scădere de

ansamblu a grosimii filmului de ulei; 6. Valorile uzuale ale grosimii filmului de ulei sunt

situate în intervalul (5...10)⋅10-6[m];

5.3.4 Influenţa neîndeplinirii condiţiilor regimului hidrodinamic asupra forţelor de

frecare în cuplă în cazul modelului de segment propus

Din analiza condiţiilor expuse la începutul paragrafului 4.1.1, se consideră [4, 5, 97]

că, în cazul neîndeplinirii condiţiei ( ) 52

21

>+ aa

L

RRh , regimul hidrodinamic de ungere este

compromis, ceea ce duce la creşterea coeficientului de frecare în cuplă. Vom arăta că, în cazul

modelului propus, influenţele acestui fenomen asupra lucrului mecanic al forţelor de frecare

în cuplă este minimă. Prin optimizarea profilului segmentului de comprimare acest fenomen

are loc numai pe o porţiune foarte redusă din cursa pistonului, practic neglijabilă.

Dacă se consideră o rugozitate medie în cuplă ( ) [ ]m

RR aa 61 106,022 −⋅=

+, rezultă că

pentru o grosime minimă a filmului de ulei hLmin < 3⋅10-6 [m], forţa de frecare se va calcula cu

relaţia:

⋅−

+⋅⋅⋅⋅=′ 1

2sef p

D

aDphDF πµ [N], (5.2)

în care µ este coeficientul de frecare în cuplă, considerat de către majoritatea autorilor [4, 5,

17, 21, 97, 14] ca fiind µ = 0,1 în cazul cuplei segment-cilindru, ambele executate din fontă.

Forţa de frecare în cuplă, pe care o notăm Fff, calculată cu relaţiile (4.27), (4.28) şi

(5.2) în funcţie de îndeplinirea relaţiei de mai sus, este redată grafic, pe durata unui ciclu

motor, în figura 5.25. Se observă astfel două „desprinderi” ale graficului forţei de frecare Fff

faţă de cazul ignorării îndeplinirii condiţiei ( ) 52

21

>+ aa

L

RRh , în zona punctelor moarte,

valorile fiind mai mari decât cele corespunzătoare forţei Fff, Valoarea maximă a forţei Fff se

obţine, aşa cum era de aşteptat în apropierea zonei de presiune maximă a gazelor. Aceste

creşteri ale forţei de frecare au loc în zone foarte restrânse, influenţa lor asupra lucrului

mecanic de frecare în cuplă fiind minimă. Astfel, o comparaţie între valorile lucrului mecanic


de frecare calculat pentru cele două situaţii, se prezintă, împreună cu valoarea lucrului

mecanic indicat pentru motorul MAC, în figura 5.26.

119.08

2129

125.240

500

1000

1500

2000

2500

Pierderi frecare

Lfs

Li

Lffs

[J]

Fig.5.25 Comparaţie între variaţia forţelor de frecare în cuplă calculate în două situaţii:

Fff – cu luarea în considerare a neîndeplinirii condiţiei

2hL/(Ra1+Ra2) > 5;

Fff – în ipoteza regimului hidrodinamic pe toată cursa pistonului

– segmentul de MAC optimizat –

Fig.5.26 Comparaţie între valorile lucrului mecanic indicat Li al motorului şi lucrul mecanic de frecare în cuplă,

calculate în două situaţii:

Lffs – cu luarea în considerare a neîndeplinirii condiţiei

2hL/(Ra1+Ra2) > 5;

Lfs – în ipoteza regimului hidrodinamic pe toată cursa pistonului

– segmentul de MAC optimizat –

Astfel, aportul segmenţilor de comprimare modificaţi va fi, în ipoteza neîntreruperii

regimului hidrodinamic, Lfs / Li = 119,08/2129 ⋅⋅⋅⋅ 100%= 5,6%, pentru cea de-a doua situaţie

devenind Lffs / Li = 125,24/2129 ⋅⋅⋅⋅ 100%= 5,8%. Se observă, în situaţia utilizării unor

segmenţi modificaţi, o creştere procentuală a pierderilor prin frecare de numai 0,2% faţă de

cazul ignorării discontinuităţii regimului hidrodinamic la capetele cursei pistonului.

În concluzie, în cazul unei proiectări raţionale a profilului segmentului, fenomenul

descris se poate ignora, lucrul mecanic şi forţele de frecare putându-se estima în continuare cu

relaţiile arătate în capitolul 4.

CAPITOLUL 6

PROCEDEE ŞI DISPOZITIVE DE REALIZARE A SEGMENŢILOR

CONFORM SOLUŢIEI CONSTRUCTIVE PROPUSE

În figurile 6.1 şi 6.2 sunt prezentate dispozitivul pentru prelucrarea segmenţilor

modificaţi şi segmentul modificat al motorului D110 realizat cu ajutorul acestuia. Dispozitivul

şi segmentul modificat pentru motorul DACIA 1400 sunt similare.


Fig. 6.1 Dispozitiv de prelucrare a

segmentului modificat pentru motorului D110 Fig. 6.2 Segment modificat pentru motorul D110

Componenţa dispozitivului este următoare: 1. disc de

prindere interior; 2. bucşa de centrare; 3. disc de prindere

exterior; 4. arbore de centrare; 5. segmentul de prelucrat;

6. bucşă de strângere filetată. Aceste dispozitive au fost

utilizate atât pentru realizarea segmenţilor modificaţi cât şi, în

varianta fără bucşa de centrare 2, ca o dispozitiv de prindere Fig. 6.3 Dispozitivele pentru realizarea segmenţilor modificaţi

şi indexare pentru măsurarea uzurilor apărute la periferia segmentului, conform metodei

descrise în capitolul 7. O vedere de ansamblu a dispozitivelor este expusă în figura 6.3.

CAPITOLUL 7

METODICA DE CERCETARE. INSTALAŢII EXPERIMENTALE DE

MĂSURĂ

7.1. Metodica de cercetare

Scopul efectuării cercetărilor experimentale a fost verificarea în primul rând a

deplinei funcţionalităţi a soluţiei propuse pentru segmenţii motoarelor cu ardere internă,

urmărindu-se apoi influenţa pe care o are modelul de profil propus şi realizat de către autor

asupra uzurii segmenţilor, asupra consumului de ulei şi, implicit, prin reducerea forţelor de

frecare dintre segment şi cilindru, asupra performanţelor economice ale motorului, atât în

cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare cât şi în cazul motoarelor cu aprindere prin

scânteie. Aceste măsurători şi experimente au avut principalul rol de validare a modelului


teoretic propus şi de conturare a unor posibile soluţii constructive pentru perfecţionarea

acestuia.

O primă etapă a experimentărilor a constat în obţinerea datelor de referinţă prin

trasarea caracteristicilor de turaţie, de mers în gol, precum şi a performanţelor semnificative

de putere, moment şi consum ale motorului cu aprindere prin comprimare, tip D110,

nemodificate (în varianta normală de echipare cu tipul de segmenţi prevăzuţi în cartea

tehnică). De asemenea, s-au înregistrat diagramele indicate şi de ardere, în coordonate p - V,

respectiv p - αααα, prin fotografiere pe osciloscop.

A doua etapă a constat în experimentarea modelului funcţional al motorului cu

aprindere prin comprimare D110 echipat cu segmenţii executaţi conform documentaţiei şi

descrierii expuse în capitolul precedent, urmărindu-se metodologia şi parametrii prezentaţi

mai sus.

Cea de a treia etapă a experimentărilor a avut în vedere punerea în evidenţă a unor

eventuale influenţe ale modelului de segment propus, asupra fiabilităţii motorului cu

aprindere prin scânteie care echipează automobilele de clasă medie. Prin aceasta am avut în

vedere motorul cu aprindere prin scânteie DACIA, cu capacitate de 1400 [cm3], alimentat prin

injecţie de benzină monopunct, realizat pe structura şi configuraţia cunoscută a motoarelor din

această familie, echipând o autoutilitară.

7.2. Instalaţiile experimentale de măsură

7.2.1. Instalaţia pentru verificarea parametrilor aparaturii de injecţie

Verificarea şi reglarea aparaturii de injecţie s-a făcut cu ajutorul unui stand de

injectie, marca ELDI- Mirköz , amplasarea pompei in cadrul standului fiind prezentata in

figura 7.1. Verificarea funcţionării injectoarelor şi reglarea presiunii de deschidere s-a făcut

cu ajutorul unui dispozitiv pentru încercat injectoare, de tip D.I.I.-10, arătat în figura 7.2.

Fig. 7.1 Standul experimental de injecţie Fig. 7.2 Dispozitiv pentru încercat injectoare, de tip D.I.I.-10


7.2.2. Instalaţia pentru încercarea motorului

In vederea efectuării cercetărilor necesare la nivelul motorului echipat cu segmenţii

modificaţi, autorul a adaptat un stand de încercare a motoarelor care să răspundă exigenţelor

prezentei lucrări. Organizarea generală a standului este redată în figura 7.3, în timp ce

motorul instrumentat în vederea realizării programului de încercări este vizibil în figura 7.4.

Standul, în configuraţia realizată, cuprinde următoarele instalaţii şi aparate: instalaţia de

frânare a motorului; instalaţia de măsurare a debitului de aer aspirat de motor; modulul

central de comandă, control şi semnalizare, împreună cu modulul de calcul, cu unitate

centrală şi monitor propriu prezentat în figura 7.5; aparatura de măsurare a consumului de

combustibil având structura din figura 7.6; osciloscopul cu patru spoturi model IAN 101;

Instalaţia de frânare a motoarelor constă dintr-o frână hidraulică marca IRIM, tip D2.0.

Fig. 7.3 Organizarea generală a standului pentru

încercarea motorului D110 Fig. 7.4 Motorul D110 instrumentat

Fig. 7.5 Modulul central de comandă, control şi semnalizare

Fig. 7.6 Aparatura de măsurare a consumului de combustibil

În vederea asigurării desfăşurării probelor, în conformitate cu prevederile STAS

6635-87, după amplasarea pe stand, motorul a fost echipat cu sistemele şi subansamblele

prevăzute în normativ, adică: - sistem de răcire; - dispozitive de măsurare a temperaturii

lichidului de răcire; - dispozitiv de măsurare a temperaturii uleiului din instalaţia de

ungere; - sistem de răcire a uleiului din instalaţia de ungere; - dispozitiv de măsurare a

temperaturii gazelor arse, cu termocuplu; - dispozitiv de măsurare a temperaturii aerului la

admisia în motor; - sistem de evacuare a gazelor arse, cu rezistenţă gazodinamică similară


cu a celei specifice utilajului echipat cu acest motor; - generator de curent antrenat, dar

nepus în sarcină;- termorezistenţă pentru măsurarea temperaturii aerului din incinta

standului.

La motorul cu aprindere prin scânteie DACIA 1400, în vederea stabilirii influenţelor

asupra gradului de poluare, măsurarea cantităţii anumitor componente din gazele de evacuare

s-a efectuat cu un analizor cu raze infraroşii marca Capelec CAP3200-4GAZ

7.2.3 Determinarea profilului suprafeţei periferice a segmentului şi a masei acestuia

înainte şi după funcţionare

Pentru efectuarea acestor determinări s-au folosit două metode de măsurare. Prima

metodă, realizează o determinare prin măsurarea abaterilor cu ajutorul unui comparator prin

deplasarea acestuia de-a lungul profilului, în 5 puncte de măsurare, pe sania unui strung

universal SNA-500. Ca o a doua metodă se utilizează un rugozimetru obişnuit căruia i s-a

asociat un dispozitiv de prindere a segmentului, dispozitiv care menţine segmentul în stare

strânsă la diametrul nominal de funcţionare (diametrul alezajului de cilindru), vizibil în

aceeaşi figură.

Determinarea masei celor două tipuri de segmenţi de comprimare, aferente celor două

motoare, înainte şi după funcţionare s-a făcut cu ajutorul unei balanţe analitice.

CAPITOLUL 8

REZULTATELE ÎNCERCĂRILOR EXPERIMENTALE. VALIDAREA

MODELULUI TEORETIC ŞI A SOLUŢIEI CONSTRUCTIVE PROPUSE

8.1 Verificarea şi reglarea echipamentului de alimentare

şi a motorului D110

Încercările echipamentului de alimentare s-au

efectuat pe standul experimental prezentat în capitolul 7.

Verificările efectuate au avut în vedere funcţionarea

normală a pompei de injecţie, valorile debitelor ciclice de

combustibil şi regulatorul pompei de injecţie. Cu ajutorul

osciloscopului, aşa cum se prezintă în figura 8.1, s-au

pus în evidenţă principalii parametri ai procesului de Fig.8.1 Vizualizarea parametrilor procesului de injecţie

injecţie, dat fiind rolul lor hotărâtor în buna funcţionare a motorului cu aprindere prin

comprimare.


După măsurarea principalelor caracteristici geometrice şi masice ale segmenţilor, care

interesează în contextul acestei problematici (grosimea radială – a, conform ISO 6621–2,

masa segmentului, rugozitatea medie aritmetică – Ra, forma profilului), s-a procedat la

remontarea motorului, refacerea jocurilor termice, reglajul avansului la injecţie ş.a.m.d.

8.2 Determinări efectuate pe motorul cu aprindere

prin comprimare D110

În vederea efectuării probelor, s-a folosit motorina EURO4 şi uleiul M20W40.

Încercarea motorului D110 s-a efectuat în mod particular după programul descris în capitolul

7, şi care este specific unor soluţii de motoare noi sau modificate.

În acelaşi timp, pentru motorul cu segmenţi modificaţi s-a stabilit o turaţie minimă la

mersul în gol, cuprinsă între 580 şi 680 [rpm], faţă de 670 [rpm] în cazul motorului standard.

Verificându-se turaţia maximă de funcţionare în gol s-a constatat că ea are aceeaşi valoare în

ambele situaţii de echipare, ceea ce este oarecum explicabil, prin faptul că modificările

practicate la nivelul segmenţilor nu pot introduce diferenţe la valori mari ale turaţie.

Pentru a pune în evidenţă posibilităţile motorului s-a procedat la trasarea

caracteristicilor de turaţie pentru două dintre cele mai utilizate sarcini parţiale, de 70% şi

85%, în decursul utilizării motorului. Ridicarea acestor caracteristici, conform metodologiei,

s-a executat pentru diferite poziţii ale pârghiei de comandă a pompei de injecţie şi încărcarea

succesivă a frânei standului. S-a preferat să se lucreze cu regulatorul blocat pentru a se putea

trasa caracteristica parţială completă şi a se pune în evidenţă astfel posibilităţile pe care le are

motorul în urma modificărilor propuse.

Pentru motorul nemodificat, variaţia puterii efective, a momentului motor efectiv, a

consumului orar şi a consumului specific efectiv de combustibil, la sarcina parţială de 70%,

sunt prezentate în figurile 8.2, 8.3, 8.4 şi 8.5.

Variatia puterii efective la sarcina de 70%

0

5

10

15

20

25

30

35

40

1348 1581 1702 1815 2043 2112 2128 2134

n[rpm]

Pe[kW]

Segm. standard

Variatia momentului efectiv la sarcina de 70%

0

5

10

15

20

25

1348 1581 1702 1815 2043 2112 2128 2134

n[rpm]

Me[daN.m]

Segm. standard

Fig.8.2 Variaţia puterii efective pentru motorul

D110 nemodificat Sarcină parţiala 70%

Fig.8.3 Variaţia momentului motor efectiv pentru motorul D110 nemodificat

Sarcină parţiala 70%


Variatia cons.orar la sarcina de 70%

0

2

4

6

8

10

12

14

1348 1581 1702 1815 2043 2112 2128 2134

n[rpm]

Ch[kg.h]

Segm. standard

Variatia cons. specific efectiv la sarcina de 70%

0

100

200

300

400

500

600

1348 1581 1702 1815 2043 2112 2128 2134

n[rpm]

ce[g/kW.ora]

Segm. standard

Fig.8.4 Variaţia consumului orar efectiv pentru

motorul D110 nemodificat Sarcină parţiala 70%

Fig.8.5 Variaţia consumului specific efectiv pentru motorul D110 nemodificat

Sarcină parţiala 70% În scopul vizualizării fenomenelor mai importante din motor, se prezintă în continuare,

în figurile 8.6, 8.7, 8.8 şi 8.9, diagramele corespunzătoare procesului de ardere, selectate

pentru câteva turaţii de funcţionare, în limita textului acestei lucrări.

Fig.8.6 Diagramă de ardere pentru motorul D110 nemodificat. Sarcină parţială 70%, n = 1348 [rpm]



Fig.8.9 Diagramă de ardere pentru motorul D110 nemodificat. Sarcină parţială 70%, 2043 [rpm]

În mod comparativ, se prezintă mai jos, aceleaşi caracteristici în varianta echipării

motorului cu segmenţi de compresie modificaţi.

Astfel, caracteristicile corespunzătoare sarcinii de 70% sunt prezentate în figurile

8.10, 8.11, 8.12 şi 8.13, însoţite de diagramele de ardere din figurile 8.14, 8.15, 8.16 şi 8.17.

Se constată, pe baza acestor caracteristici că din punct de vedere al performanţelor

de putere şi cuplu ale motorului nu apar diferenţe semnificative. În acelaşi timp însă se

remarcă tendinţa de diferenţiere a consumurilor specifice, în special în zona turaţiilor medii

şi mari. Astfel se înregistrează un maxim al scăderii consumului specific de combustibil de


cca. 4.4% la o turaţie medie de 1600 [rpm] pentru regimul sarcinilor parţiale de 70% , în timp

ce pentru regimul sarcinilor parţiale de 85% această scădere poate atinge 5,1% la o turaţie

medie de 1800 [rpm], confirmând presupunerea că modificările aduse cresc eficienţa

motorului, există o zonă de maxim în care efectul acestora este mai evident.

Variatia puterii efective la sarcina de 70%

0

5

10

15

20

25

30

35

40

1352 1578 1700 1819 2041 2117 2124 2138

n[rpm]

Pe[kW]

Segm. modif

Variatia momentului efectiv la sarcina de 70%

0

5

10

15

20

25

1352 1578 1700 1819 2041 2117 2124 2138

n[rpm]

Me[daN.m]

Segm. mofif.

Fig.8.10 Variaţia puterii efective pentru motorul D110 modificat. Sarcină parţiala 70%

Fig.8.11 Variaţia momentului motor efectiv pentru motorul D110 modificat. Sarcină parţiala 70%

Variatia cons.orar la sarcina de 70%

0

2

4

6

8

10

12

14

1352 1578 1700 1819 2041 2117 2124 2138

n[rpm]

Ch[kg.h]

Segm. modif

Variatia cons. specific efectiv la sarcina de 70%

0

100

200

300

400

500

600

1352 1578 1700 1819 2041 2117 2124 2138

n[rpm]

ce[g/kW.ora]

Segm. modif

Fig.8.12 Variaţia consumului orar efectiv pentru motorul D110 modificat. Sarcină parţiala 70%

Fig.8.13 Variaţia consumului spec. efectiv pentru motorul D110 modificat. Sarcină parţiala 70%

Fig.8.14 Diagramă de ardere pentru motorul D110 modificat. Sarcină parţială 70%, n = 1352 [rpm]




Fig.8.17 Diagramă de ardere pentru motorul D110 modificat. Sarcină parţială 70%, 2041 [rpm]

La o analiză mai atentă, pe baza oscilogramelor prezentate, se pot pune în evidenţă, la

regimuri similare ale motorului, presiuni maxime lejer crescute în camera de ardere, în

varianta segmenţilor modificaţi, ceea ce poate sugera un grad de etanşare ameliorat.

În figurile 8.18 şi 8.19 se evidenţiază caracteristicile de mers în gol ale motorului în

cele două variante de echipare.

Variatia cons.orar la mers in gol

0

1

2

3

4

5

6

7

8

670

755

910

1100

1230

1360

1440

1570

1655

1735

1850

1980

n[rpm]

Ch[kg.h]

Segm. standard

Variatia cons.orar la mers in gol

0

1

2

3

4

5

6

7

8

640

752

914

1110

1225

1355

1448

1580

1660

1730

1845

1988

n[rpm]

Ch[kg.h]

Segm. modif.

Fig.8.18 Variaţia consumului orar efectiv pentru

motorul D110 nemodificat Regimul de mers în gol

Fig.8.19 Variaţia consumului orar efectiv pentru motorul D110 modificat Regimul de mers în gol

Aşa cum se remarcă, în cazul segmenţilor modificaţi se obţin consumuri orare mai

mici. Acest aspect, împreună cu o valoare mai redusă a turaţiei minime de mers în gol

denotă un randament mecanic uşor îmbunătăţit, fapt mai facil de evidenţiat la regimul de mers

în gol. Fenomenul se produce prin schimbarea

echilibrului de funcţionare al motorului, din

punctul 1 în punctul 2, conform mecanismului

schematizat în figura 8.20.

Deşi ar fi fost poate mai elocvent, s-a

renunţat la încercarea de determinare a pierderilor

mecanice prin metoda antrenării motorului (standul

oferind această posibilitate) deoarece s-a apreciat că Fig.8.20 Schimbarea echilibrului de

funcţionare la mers în gol

pierderile mecanice determinate prin această metodă au valori mai mici decât în realitate. Pe

de altă parte, cealaltă metodă de determinare a pierderilor mecanice, metoda scoaterii

M i

ngol

ng1 ng2

1 2

M i

Mrez1

Mrez2

∆∆∆∆ng favorabil


succesive din funcţiune a cilindrilor se aplică în cazul MAC la turaţia corespunzătoare puterii

nominale, ceea ce nu este foarte relevant în contextul lucrării.

S-a măsurat presiunea gazelor în carterul motorului atât pentru regimul de mers în gol

cât şi pentru regimul de funcţionare cu sarcina parţială de 85%, la diverse turaţii. Evoluţiile

comparative ale acestei presiuni, pentru cele două regimuri menţionate sunt puse în evidenţă

în figurile 8.37, respectiv 8.38.

8001100

13001600

1900

Segm

.

sta

ndard

Segm

. m

odif.

0

0.5

1

1.5

p[bar]

n[rpm]

Variatia presiunii din carter la mers in gol

Segm. standard

Segm. modif.

15801650

1790

1950

Segm

.

sta

ndard

Segm

. m

odif.

0

0.5

1

1.5

2

p[bar]

n[rpm]

Variatia presiunii din carter la sarcina partiala 85%

Segm. standard

Segm. modif.

Fig.8.21 Variaţia presiunii gazelor din carter la

mersul în gol Fig.8.22 Variaţia presiunii gazelor din carter la

sarcină parţială 85% Pentru ambele situaţii s-a reuşit evidenţierea unor reduceri a presiunii gazelor din

carter, reducere obţinută în mod cert printr-un mai bun grad de etanşare al segmentului de

comprimare din cupla studiată.

De remarcat că, pentru cele două regimuri studiate, gradul de reducere a presiunii din

carter este diferit. Astfel, pentru primul regim, fiind vorba de funcţionarea în gol a motorului,

era de aşteptat să nu existe diferenţe mari între presiuni pentru cele două situaţii de echipare

are motorului de studiu; totuşi, în limite restrânse se remarcă uşoara tendinţă de reducere a

nivelului presiunii gazelor din carter în varianta utilizării segmenţilor modificaţi în măsura

în care s-au putut reproduce aproximativ aceleaşi turaţii.

Măsurătorile au pus în evidenţă, în special la puteri crescute, diferenţe de cca. 14-15%

în presiunile din carterul motorului D110, ceea ce poate conduce la idea unei reduceri a

scăpărilor de gaze în carter obţinute prin modificare profilului segmentului de comprimare

după modelul propus.

Se apreciază că acest aspect creează premisele obţinerii unui randament indicat lejer

îmbunătăţit, confirmat în parte, aşa cum s-a arătat mai sus şi de presiunile maxime mai mari

din camera de ardere, care, împreună cu creşterea randamentului mecanic, conduc la

randamente efective ale motorului mai bune, cel puţin în anumite regimuri frecvent utilizate.

Acest lucru poate constitui o explicaţie a tendinţei de reducere a consumurilor

specifice de combustibil, în special la puteri mai mari, aşa cum rezultă şi din caracteristicile

de turaţie prezentate.


Consumul de ulei, în cazul ambelor motoare pe care s-au efectuat experimentările, s-a

determinat prin cântărirea uleiului din carter, înainte şi după efectuarea probelor. Astfel,

motorul D110 fiind montat pe stand, s-au făcut determinări comparative pe durata fiecărui

ciclu adoptat, care totalizează câte 28 de ore şi a fost definit anterior în capitolul 7 al lucrării.

În situaţia echipării motorului cu segmenţii originali s-a pus în evidenţă un consum

de cca. 1,91 [litri] ulei pe ciclul de încercare. După refacerea aceluiaşi ciclu, în condiţiile

echipării cu segmenţi modificaţi, determinările efectuate au indicat valori ale consumului de

ulei de aproximativ 1,68 [litri/ciclu].

Comparând aceste două valori se poate constata o reducere de aproximativ 12% a

consumului de ulei a motorului, ceea ce confirmă în parte avantajele şi concluziile din

modelarea teoretică privind circulaţia globală a uleiului, dezvoltată în capitolul 4 şi aplicată

modelului de motor în capitolul 5.

Înainte şi după efectuarea probelor de stand, pentru ambele cazuri de echipare a

motorului D110, s-a procedat la cântărirea segmenţilor cu o ajutorul unei balanţe analitice,

valorile fiind înregistrate cu precizarea poziţiei segmenţilor la montarea pe motor (numărul

cilindrului) şi notate în fişa de măsurători a segmentului respectiv.

S-a procedat de asemenea la măsurarea grosimii radiale, a, pentru fiecare segment în

parte şi a profilului segmentului. Pentru măsurarea profilului segmenţilor s-au utilizat în

principal dispozitivele proiectate de autor şi descrise în capitolul 6. Segmenţii au fost fixaţi în

dispozitive conform metodei descrise în capitolul mai sus amintit, întreg ansamblul fiind apoi

montat între capetele de prindere A şi B ale arborelui central 4 (figura 6.1) pe un strung

universal de tip SNA-500. Pe dispozitivul de prindere a cuţitului s-a montat un comparator

care a fost apoi deplasat în lungul profilului transversal prin acţionarea dispozitivului de avans

manual, înregistrându-se valorile abaterii profilului de la rectilinitate, din 0,1 în 0,1 [mm].

Valorile s-au notat de asemenea în fişa de măsurare a fiecărui segment în parte.

În urma măsurătorilor efectuate s-au putut trasa graficele de estimare globală a

uzurilor masice şi dimensionale prezentate în figurile 8.23 şi 8.24.

45

65

85

mmmmg

Uzurile segmentilor

standard

25

75mmmmg

Uzurile segmentilor

modificati

405060708090

100110120

mmmmm

Uzurile segmentilor

standard

2030405060708090

100110120

mmmmm

Uzurile segmentilor

modificati

Fig.8.23 Evaluarea globală a uzurilor masice pentru

segmenţii standard şi cei modificaţi în cazul motorului cu aprindere prin comprimare D110

Fig.8.24 Evaluarea globală a uzurilor dimensionale pentru segmenţii standard şi cei modificaţi

în cazul motorului cu aprindere prin comprimare D110


Prin analiza comparativă a rezultatelor se observă o reducere în medie cu cca. 20% a

uzurilor masice şi cu aproape 18% a uzurii grosimii radiale, a, în cazul segmenţilor modificaţi

faţă de situaţia segmenţilor standard, ceea ce confirmă un regim de funcţionare mai bun,

pentru segmenţii modificaţi şi reducerea procentuală a zonelor din cursa pistonului în care

pelicula de film este întreruptă.

0

0.5

1

1.75

2.25

2.75

segm. modificat

segm. Standard

2.93

2.94

2.95

2.96

2.97

2.98

2.99

3

Determinarea modificării profilului seg-

mentului s-a făcut în scopul evaluării stabilităţii

acestuia în timp prin corecta funcţionarea a acestuia

în regim de ungere hidrodinamică. Rezultatele au

fost obţinute făcându-se o medie a valorilor

înregistrate pentru punctele egal distanţate în lungul

înălţimii periferiei segmentului, din 0,1 în 0,1 [mm].

Analiza graficului din figura 8.42 relevă un

aspect, intuit oarecum de autor, privind tendinţa

segmentului de comprimare cu profil drept de a

realiza prin rodare şi uzare cele două suprafeţe

aproximativ conice necesare ungerii hidrodinamice,

forma acestora fiind însă uşor rotunjită faţă de

segmentul modificat.

Fig.8.42 Modificarea profilului segmentului propus cauzată de apariţia

uzurilor comparativ cu modificarea profilului segmentului standard măsurată diametral opus faţă de rostul segmentului.

Un alt aspect remarcat este cel privitor la uşoara tendinţă de accentuare a înclinării

pantei de urcare în urma uzurilor apărute în funcţionare la segmentul modificat. Acest lucru

poate fi explicat prin neglijarea de către autor la elaborarea modelului teoretic a unor factori

de influenţă asupra ungerii şi uzurii.

8.3 Testarea soluţiei de segment modificat pe motorul

cu aprindere prin scânteie DACIA 1400

La motorul cu aprindere prin scânteie DACIA 1400 experimentele în varianta echipării

cu segmenţi modificaţi nu sunt încheiate încă. În cadrul unor estimări intermediare s-au putut

constata o menţinere a gradului de compresie a cilindrilor şi o tendinţă de reducere, dar mai

ales de stabilizare a consumului de ulei, aspect care confirmă ipotezele modelării teoretice

dezvoltate, conducând astfel la rezultate globale pozitive.

Pentru motorul DACIA 1400 s-au făcut, de asemenea, măsurători ale conţinutului de

(CO) şi (HC), la regimul de mers în gol în cele două situaţii de echipare pentru a se verifica

dacă noul profil de segment nu introduce influenţe nefavorabile la nivelul parametrilor

amestecului final din camera de ardere sau asupra fenomenului de „stingere a flăcării la


perete” cu consecinţe asupra produşilor poluanţi. Determinările efectuate nu au pus în

evidenţă diferenţe semnificative în ceea ce priveşte conţinutul de CO şi de HC.

Nu s-au putut însă face măsurători care să pună în evidenţă emisiile de oxizi de azot

(NOx). De altfel, nici în cazul motorului D110 la testele de stand nu s-au putut face măsurători

privind indicele de fum pentru a se pune în evidenţă eventuale influenţe sau modificări.

CAPITOLUL 9

CONCLUZII FINALE . CONTRIBUŢII PERSONALE

PERSPECTIVE DE EXTINDERE A CERCETĂRILOR

Cercetările în domeniul motoarelor cu ardere internă vizând îmbunătăţirea

performanţelor, diminuarea consumului de combustibil şi a emisiilor poluante au condus la o

puternică tendinţă de reducere a pierderilor prin frecare. Un loc important din acest punct de

vedere îl are şi reducerea frecărilor şi uzurilor în cupla segment-cilindru, cunoscut fiind

aportul mare al acestora în totalul pierderilor mecanice din motor şi influenţa semnificativă pe

care o au asupra uzurilor în cupla segment – cilindru.

În particular, aşa după cum se poate observa din prima parte a acestui studiu, se

remarcă o tendinţă de direcţionare a cercetărilor vizând această cuplă spre analizarea cu

preponderenţă a funcţionării segmenţilor de comprimare.

În acest context, programul de cercetare din cadrul lucrării a condus, în urma

modelărilor teoretice şi a cercetărilor experimentale, la rezolvarea unor probleme importante

din domeniul fenomenelor care influenţează uzurile cuplei segment – cilindru. Concluziile

finale rezultate în urma efectuării acestui studiu şi contribuţiile personale ale autorului lucrării

sunt prezentate în continuare.

9.1 Concluzii finale

1. Variaţia grosimii filmului de ulei în cupla segment-cilindru are o formă grafică

sinusoidală, asemănătoare cu cea a vitezei pistonului, confirmând astfel influenţa

majoră pe care o are aceasta în stabilirea regimului de ungere în cuplă;

2. Grosimea filmului de ulei scade pe durata cursei de destindere comparativ cu valorile

din celelalte curse, în special în apropierea poziţiei în care se înregistrează maximul

presiunii gazelor de ardere, fenomen care poate fi explicat prin creşterea sarcinii în

cuplă datorită valorilor mari înregistrate de fracţiunea din presiunea gazelor care

acţionează în spatele segmentului;


3. Grosimea filmului de ulei este mai mică în cazul motorului cu aprindere prin

comprimare, sarcina în cupla segment cilindru fiind mai mare decât la motorul cu

aprindere prin scânteie;

4. Forma grafică a variaţiei temperaturilor instantanee obţinută pentru ambele

elemente, segment şi cilindru, este de tip sinusoidal, cu ambele ramuri pozitive,

asemănătoare cu cea a vitezei pistonului, confirmând influenţa vitezei acestuia asupra

valorilor temperaturii instantanee a segmentului;

5. Studiul teoretic a pus în evidenţă influenţa mai redusă a vitezei pistonului asupra

temperaturii instantanee a cilindrului;

6. Rezultatele desprinse din programele de calcul conduc la concluzia că temperaturile

instantanee înregistrează o creştere accentuată la momentul presiunii maxime,

creştere cauzată atât de scăderea grosimii filmului de ulei cât şi de creşterea presiunii

totale exercitate de segment pe suprafaţa cilindrului;

7. Prezenţa suprafeţelor periferice conice la segmentul de comprimare conduce la

realizarea unui regim de ungere hidrodinamică a segmentului pe o porţiune extinsă

din cursa pistonului;

8. Repartiţia optimă a lungimii celor două suprafeţe conice ca procent din înălţimea

segmentului şi valoarea înclinării celor două pante diferă în funcţie de anumiţi

parametri ai motorului utilizat;

9. Micşorarea turaţiei motorului impune reducerea valorii înclinării optime,

înregistrându-se o scădere de ansamblu a grosimii minime de ulei;

10. Mărirea raportului de comprimare conduce la o scădere a grosimii filmului de ulei în

zona presiunii maxime a gazelor de ardere;

11. Micşorarea lungimii cursei pistonului produce o scădere de ansamblu a grosimii

filmului de ulei;

12. Valorile uzuale ale grosimii filmului de ulei sunt situate în intervalul (5...10)⋅10-6[m];

13. Rezultatele desprinse din programele de calcul pentru modelul propus indică un

procent de 5,6% din lucrul mecanic indicat al motorului pierdut din cauza frecărilor în

cupla segment de comprimare – cilindru;

14. Se remarcă tendinţa de diferenţiere a consumurilor specifice, în special în zona

turaţiilor medii şi mari, înregistrându-se un maxim al scăderii consumului specific de

combustibil de cca. 4,4% la o turaţie medie de 1600 [rpm] pentru regimul sarcinilor


parţiale de 70% , în timp ce pentru regimul sarcinilor parţiale de 85% această scădere

poate atinge 5,1% la o turaţie medie de 1800 [rpm];

15. În cazul segmenţilor modificaţi se obţin consumuri orare mai mici, la regimul de mers

în gol, care împreună cu o valoare mai redusă a turaţiei minime de mers în gol denotă

un randament mecanic uşor îmbunătăţit, fapt evidenţiat mai ales la acest regim;

16. S-a reuşit evidenţierea unor reduceri ale presiunii gazelor din carter, reduceri

obţinute în mod cert printr-un mai bun grad de etanşare al segmentului de comprimare

din cupla studiată, fenomenul manifestându-se în special la puteri crescute, la care

diferenţele înregistrate sunt de cca. 14-15% pentru motorul D110;

17. În cadrul încercărilor efectuate pe motorul D110 s-a putut constata o reducere de

aproximativ 12% a consumului de ulei a motorului, ceea ce confirmă în parte

avantajele şi concluziile din modelarea teoretică privind circulaţia globală a

uleiului;

18. Analiza comparativă a rezultatelor arată că, faţă de segmenţii standard, segmenţii

modificaţi prezintă uzuri mai reduse; astfel, uzura manifestată prin reducerea

grosimii radiale „a” scade în medie cu aproximativ 18% , în timp ce, din punct de

vedere masic, se constată o diminuarea a uzurilor cu cca. 20%;

19. În urma măsurătorilor făcute se constată tendinţa segmentului de comprimare cu profil

drept de a realiza prin rodare şi uzare cele două suprafeţe aproximativ conice necesare

ungerii hidrodinamice;

20. Se observă o uşoară tendinţă de accentuare a înclinării pantei de urcare în urma

uzurilor apărute în funcţionare la segmentul modificat.

9.2 Contribuţii personale

1. S-a realizat un studiu de ansamblu privind fenomenele din această cuplă şi cercetările

specifice efectuate în domeniu;

2. S-a elaborat un model teoretic complex pentru calculul parametrilor regimului

hidrodinamic de ungere a cuplei segment-cilindru, care include: determinarea

presiunii în filmul de ulei ; determinarea variaţiei grosimii filmului de ulei în funcţie

de poziţia pistonului sau de unghiul de rotaţie al arborelui cotit; determinarea variaţiei

forţelor de frecare în funcţie de unghiul de rotaţie al arborelui cotit; determinarea

debitului de ulei vehiculat prin cuplă;


3. S-a elaborat un al doilea model teoretic pentru calculul temperaturilor instantanee în

cupla segment-cilindru;

4. S-au elaborat două programe de calcul originale, intitulate CALCULUL TERMIC AL

MOTORULUI ŞI CALCULUL UNGERII SEGMENTULUI, destinat rezolvării

modelului teoretic de ungere hidrodinamică a segmentului de comprimare, şi

CALCULUL TEMPERATURILOR INSTANTANEE ÎN CUPLA SEGMENT –

CILINDRU, destinat determinării mărimii şi variaţiei temperaturilor suprafeţelor

segmentului şi cilindrului - elementele active din cuplă;

5. Ca rezultat al studiilor şi modelărilor efectuate se propune un tip general de profil

optimizat de segment, valabil atât pentru MAS cât şi pentru MAC, cu anumite

particularizări;

6. S-au proiectat şi realizat două dispozitive în vederea prelucrării şi măsurării

segmenţilor conform modelului propus;

7. A fost adaptat un stand destinat verificării şi reglării echipamentului de alimentare a

motorului D110 în vederea probelor experimentale;

8. Realizarea unui stand motor cu facilităţile necesare derulării programului de încercare

a segmenţilor realizaţi după soluţia propusă, pe motorul experimental D110;

9. Realizarea unor studii experimentale pe baza unor programe de cercetare adoptate în

conformitate cu studiile teoretice;

10. S-a reuşit obţinerea unor confirmări experimentale ale modelărilor teoretice pentru

diferitele fenomene din cupla segment-cilindru;

11. S-au adus contribuţii la studiul tribosistemului segment-cilindru din motoarele cu

ardere internă prin introducerea, definirea şi utilizarea în calcule a noţiunilor

„circulaţie globală de ulei” şi „lucrul mecanic al forţelor de frecare asupra

segmentului”;

12. În vederea efectuării studiului s-a realizat o corelare complexă a fenomenelor din

tribologie şi din motoarele cu ardere internă cu piston;

13. Obţinerea unor rezultate teoretice şi experimentale care pot constitui punctul de

plecare în realizarea unor segmenţi, care să asigure performanţe superioare motoarelor

moderne de autovehicule;

14. Se apreciază că modelul de segment modificat realizat întruneşte majoritatea

cerinţelor funcţionale impuse acestei cuple, comportarea lui în exploatare fiind

caracterizatã prin fiabilitate şi simplitate constructivă.

15. Standurile adaptate şi dispozitivele realizate în vederea măsurătorilor şi încercărilor au

corespuns, funcţionând fără probleme deosebite pe tot parcursul experimentărilor.


9.3 Perspective de extindere a cercetărilor

1. Ca o perspectivă a extinderii cercetărilor asupra fenomenelor din cupla studiată se

poate avea în vedere, pornind de la rezultatele obţinute cu modelul dezvoltat de autor,

elaborarea unui model matematic care să permită o rezolvare a relaţiilor de calcul

pentru determinarea parametrilor regimului de ungere considerând întreg pachetul de

segmenţi care echipează pistonul ca pe un ansamblu;

2. Realizarea unui program de calcul şi optimizare a segmenţilor de comprimare care să

includă atât criteriile de proiectare utilizate în prezent cât şi partea de optimizare a

profilului suprafeţei transversale a segmentului conform modelului dezvoltat de autor.


BIBLIOGRAFIE selectivă 1. Abăităncei D., Haşegan C., Stoica I., Claponi D., Cihodaru I.: Motoare pentru automobile şi tractoare.

Construcţie şi tehnologie, vol. I, Editura Tehnică, Bucureşti, 1978

3. Abăităncei D.: Fabricarea şi repararea autovehiculelor rutiere, vol. I-II, Editura Didactică şi Pedagogică,

Bucureşti, 1982

5. Andersson P., Tamminen J., Sandström C-E.: Piston ring tribology - A Literature Survey, VTT Technical

Research Centre of Finland, Research Notes : 2178, Espoo, Finland, 2002

6. Aramă C., Grünwald B.: Motoare cu ardere internă, Editura Tehnică, Bucureşti, 1966

21. Creţu, Sp.: Mecanica Contactului, vol. I, Editura “Gh. Asachi”, Iaşi, 2002

11. Dowson D.: Piston Assemblies; Background and Lubrication Analysis, Engine Tribology, Tribology

Series, 26, p213-240, Elsevier Science Publisher B.V., Amsterdam, 1993

30. Englisch C.: Kolberinge, vol. II, Springer Verlag, Wien, 1958

36. Gaiginschi R., Movileanu G.: Motoare cu ardere internă. Calculul termic, Editura “Spanda”, Iaşi, 2000

37. Gaiginschi R., Zătreanu Gh.: Motoare cu ardere internă. Construcţie şi calcul, vol. I, Editura “Gh. Asachi”,

Iaşi, 1995

40. Grunwald B.: Teoria, calculul şi construcţia motoarelor pentru autovehicule rutiere, Editura Didactică şi

Pedagogică, Bucureşti, 1980

41. Gupta M., Singhal S., Biswas S.: Analytical Investigation on the Effect of Multigrade Oil in Piston Ring

Lubrication, STLE Tribology Transactions, v37, n4, p719-726, Park Ridge, IL, USA, 1994

44. Heisler H.: Advanced Engine Technology, SAE International, 1995

45. Heywood J.B: Internal Combustion Engine Fundamentals, McGraw-Hill Series in Mechanical Engineering,

Library of Congress Cataloging-in-Publication Data, 1988

48. Hu Y., Cheng H.S., Arai T., Kobayashi Y., Aoyama S.: Numeric Simulation of Piston Ring in Mixed

Lubrication - A Nonaxisymmetrical Analysis, Journal of Tribology, Transactions of the ASME, v116, n3,

p470-478, Public. by ASME, New York, NY, USA, Jul., 1994

51. Kragelsky V., Alisin V.V.: Friction. Wear. Lubrication. (English edition), Mir Publishers, Moscow, 1982

52. Manolache Gh., Creţu Sp., Gaiginschi R., Golgoţiu E., Talif S.: A Study Concerning the Influence of the

Piston Ring Transversal Profile Over the Cylinder-Ring Lubrication, Volumul lucrărilor conferinţei AMMA,

vol. II, Cluj, p117-122, ISBN 973-8043-25-6, 2002

53. Manolache Gh., Creţu Sp., Olaru D. N.: A Study of Thermal and Lubrication Phenomena in the Piston-

Ring and Cylinder-Sleeve Tribosystem of an Internal-Combustion Engine. Flash Temperature

Calculation , 11th International Colloquium “Industrial and Automotive Lubrication”, v2, p1367-1375,

Technische Akademie Esslingen, Germany, Jan. 13-15, 1998

54. Manolache Gh., Creţu Sp., Olaru D.N., Bujoreanu C.: Study of Thermal and Lubrication Phenomena in the

Piston-Ring and Cylinder-Sleeve Tribosystem of an Internal-Combustion Engine. Flash Temperature

Calculation – (revised version), Lubrication Science 12-2 , p115-131, ISSN 0954-0075, Feb., 2000

55. Manolache Gh., Golgoţiu E., Rakosi E., Roşca R.: A Study Concerning the Influence of the Piston Ring

Transversal Profile Over The Cylinder - Ring Lubrication – (revised version), Buletinul Institutului

Politehnic din Iaşi, Tomul XLIX (LIII), Fasc.1-2, p125-134, Secţia Construcţii de Maşini, ISSN 1011-2855,

2003

56. Manolache Gh., Rakosi E., Roşca R., Talif S.: Improvement of the Piston Ring-Cylinder Lubrication

Regime by Modeling the Transversal Profile of the Compression Rings, The 30th Internationally Attended

Scientific Conference of the Military Academy “Modern Technologies in the 21st Century”, (pe CD), p93-100,

Bucureşti, Nov. 6-7, 2003

57. Manolache Gh., Rakosi E., Roşca R.: Analysis Concerning the Compression Rings – Cylinder Line

Lubrication Regime of an Internal Combustion Engine , Buletinul Institutului Politehnic din Iaşi, Tomul L

(LIV), Fasc.6C, p49-54, Secţia Construcţii de Maşini, ISSN 1011-2855, 2006

58. Manolache Gh., Rakosi E., Roşca R.: Improving the Performances of the I.C. Engine by Modifying the

Transversal Profile of the Compression Piston Rings, 5th International Colloquium “FUELS”, p339-341,

Technische Akademie Esslingen , Germany, Jan. 12-13, 2005

59. Manolache Gh., Rakosi E., Roşca R.: Increasing the Mechanical Efficiency of the Piston Ring-Cylinder

Line Coupling by Modifying the Transversal Profile of the Compression Piston Rings, CAR 2005

International Congress (pe CD), ISBN 973-690-450-4, Piteşti, Nov. 2-4, 2005


60. Manolache Gh., Talif S.: Influenţa profilului transversal al segmenţilor de compresie asupra ungerii şi

uzurii în cupla segment - cilindru din motoarele cu ardere internă, Grant CNCSIS, cod 79/2002, cod

80/2003

61. Manolache Gh.: Echipamente, standuri şi metodologii de încercări experimentale, Referat în cadrul tezei

de doctorat, Iaşi, 2001

62. Manolache Gh.: Rezultate teoretice şi experimentale preliminare, Referat în cadrul tezei de doctorat, Iaşi,

2001

63. Manolache Gh.: Studiu de sinteză privind fiabilitatea segmenţilor din motoarele cu ardere, Referat în

cadrul tezei de doctorat, Iaşi, 2001

69. Michail S.K., Barber G.C.: Effects of Roughness on Piston Ring Lubrication - Part II: The Relationship

Between Cylinder Wall Surface Topography and Oil Film Thickness, STLE Tribology Transactions, v38,

n1, p173-177, Park Ridge, IL, USA, 1995

71. Nakai H., Ino N., Hashimoto H.: Piston Ring Lubrication. Problems for Refrigeration Compressors

Considering Combined Effects of Supply Oil Quantity and Surfaces Roughness, Journal of Tribology,

Transactions of the ASME, v118, p286-291, New York, NY, USA, 1996

75. Olaru D.: Tribologie, Editura "Gh. Asachi", Iaşi, 1995

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

79. Popa B., Silaşi C., Băţaga N.: Rodarea şi uzura motoarelor cu ardere internă, Editura Tehnică, Bucureşti,

1967

83. Rakosi E., Roşca R., Manolache Gh.: Bazele alimentării prin injecţie de benzină a motoarelor de

automobil, Editura “Politehnium” Iaşi, ISBN 973-621-084-7, Iaşi, 2005

85. Rakosi E., Roşca R., Manolache Gh.: Ghid de proiectare a motoarelor de automobil, Editura “Politehnium”,

ISBN 973-621-084-7, Iaşi, 2004

88. Roşca R., Rakosi E., Manolache Gh., Roşu V.: Elemente de tehnologia autovehiculelor, Editura

“Politehnium”, ISBN 973-621-125-8, Iaşi, 2005

91. Ruddy B.L., Hildyard M.L.: A Review of Tribological Aspects of Piston Assembly Design, Vehicle

Tribology, Elsevier Science Publishers B.V., Tribology Series, 18, p93–102, Amsterdam, The Netherlands,

1991

93. Sanda S., Murakami M., Noda T., Konomi T.: Analysis of Lubrication of a Piston Ring Package (Effect of

Oil Starvation on Oil Film Thickness), JSME International Journal, Series B: Fluids and Thermal

Engineering, v40, n3, p478-486, 1997

97. Taylor C.M: Lubrication Regimes and the Internal Combustion Engine, Engine Tribology, Tribology

Series, 26, p75-88, Elsevier Science Publisher B.V., Amsterdam, 1993

101. Ting L.L.: Development of a Reciprocating Test Rig for Tribological Studies of Piston Engine Moving

Components – Part II: Measurement of Piston Ring Friction Coefficients and Rig Test Confirmation,

SAE Technical Papers, 930686, 1993

103. Wang Q., Cao Y., Cheng G.: Piston Assembly Design for Improved Thermal-Tribological Performance,

STLE Tribology Transactions, v39, n2, p483-489, Park Ridge, IL, USA, 1996

104. Yamamoto M., Mori H., Yoshikawa T.: Operating Characteristics of an Externally Pressurized Gas

Lubricated Piston Ring, Journal of Tribology, Transactions of the ASME, v117, n3, p534-539, ASME, New

York, NY, USA, Jul., 1995

105. Yang Q., Keith T.G. Jr.: An Elastohydrodynamic Cavitation Algorithm for Piston Ring Lubrication,

STLE Tribology Transactions, v38, n1, p97-107, Park Ridge, IL, USA, 1995

106. Yang Q., Keith T.G. Jr.: Two-Dimensional Piston Ring Lubrication - Part I: Rigid Ring and Liner

Solution, STLE Tribology Transactions, v39, n4, p757-768, Park Ridge, IL, USA, 1996

108. Yun J.E., Kim S.S.: An Improved Approach to the Instantaneous IMEP Method for Piston-Ring

Assembly Friction Force Measurement, JSME International Journal, Series II: Fluids Engineering, Heat

Transfer, Power, Combustion, Thermophysical Proprieties, v35, n2, p310-318, 1992

109. Zhu D., Cheng H.S.: An Analysis and Computational Procedure for EHL Film Thickness, Friction and

Flash Temperature in Line and Point Contacts, STLE Tribology Transactions, v32, n3, p364-370, Park

Ridge, IL, USA, 1989

125 * * http://www.vtt.fi/inf/pdf/tiedotteet/2002/T2178.pdf

127 * * http://www-me.mit.edu/people/personal/vwong.htm

135 * * SR ISO 6621: Motoare cu ardere internă. Segmenţi de piston. Partea 2: Principii de măsurare

pentru control, IRS, 1996, Partea 3: Condiţii tehnice pentru materiale, IRS, 1996, Partea 4: Condiţii

tehnice generale, IRS, 1999

Date post:	27-Dec-2019
Category:	Documents
Upload:	others
View:	13 times
Download:	0 times

CAPITOLUL 1 - fim.usv.ro · rezistenţă ridicată la acţiunea gazelor , rezistenţă la uzură ,...

Documents