PROIECTAREA INSTALATIILOR DE ALIMENTARE PENTRU MOTOARELE CU APRINDERE PRIN COMPRIMARE

Probleme generale ale instalatiilor de alimentare a motoarelor cu aprindere prin comprimare

In general instalatia de alimentare cu motorina a unui m.a.c. cuprinde urmatoarele elemente (fig.1. a si b): rezervorul de combustibil, pompa de alimentare, filtru de motorina (sau bateria de filtre), pompa de injectie, conductele de inalta presiune, conductele de joasa presiune, injectoare.

Rezervorul, pompa de alimentare, filtrul, conductele de joasa presiune, sunt componentele partii de joasa presiune a instalatiei de alimentare. Pompa de injectie, conductele de inalta presiune si injectoarele sunt partile sistemului de inalta presiune al instalatiei de alimentare sau echipamentului de injectie.

In functie de domeniul de utilizare, de caracteristicile constructive si functionale ale elementelor componente, exista variante diferite ale schemelor instalatiilor de alimentare.

Astfel, de exemplu, pentru instalatia de alimentare din figura 1.b. s-a prevazut o conducta separata de colectare a scaparilor de motorina din pompa de injectie, aceasta pompa dezvoltand presiuni mai mari decat cea similara din fig.1.a.

Functiile sistemului de inalta presiune.

Sistemul de inalta presiune (echipamentul de injectie) trebuie sa indeplineasca urmatoarele functii:

1- dozarea cantitatii de combustibil pe ciclu si pe cilindru (doza 1 sau 2 ). In functie de sarcina motorului 3= 20.180 mg, 4= 25.200 mm³;

2- realizarea presiunii de injectie necesara pulverizarii motorinei (p_imax = 8,0.140,0 MPa);

3- pulverizarea cat mai fina a combustibilului si distribuirea acestuia in camera de ardere in conformitate cu cerintele formarii amestecului aer-combustibil;

4- asigurarea avansului la injectie (10.30⁰RAC), durata injectiei si legea de injectie a combustibilului (caracteristica de injectie);

5- realizarea uniformitatii debitarii combustibilului pe cilindri. Aceasta poate fi apreciata prin coeficientul sau 'gradul de neuniformitate' a distribuirii motorinei d :

La regimul de ralanti d 7%, iar la regim nominal d 2.4%.

Principii de proiectare a pompelor de injectie.

Principalele functii ale sistemului de inalta presiune sunt asigurate de pompa de injectie. Astfel, presiunea de injectie, dozarea cantitatii de combustibil pe ciclu si cilindru, avansul la injectie, durata injectiei ca si caractersitica de injectie optima sunt realizate de pompa de injectie.

Pompele de injectie se clasifica dupa mai multe criterii:

I. In functie de modul de deservire a cilindrilor motorului se pot deosebi:

a) pompe individuale;

b) pompe injector;

c) pompe cu distribuitor rotativ;

d) pompe in linie; caracteristica acestei clase consta in aceea ca fiecare cilindru al motorului este deservit de cate un element de refulare.

II. Dupa metoda de reglare a dozei de motorina:

a) prin aspiratie invariabila si refulare partiala (exemplu- pompele cu piston-sertar);

b) prin aspiratie variabila si refulare totala (pompele cu distribuitor rotativ);

III. Dupa modul de actionare a elementului de pompare:

a) actionare mecanica (cama);

b) actionare electromagnetica;

Problema esentiala a pompelor de injectie o constituie realizarea presiunilor mari de injectie. Valori de pana la 140 MPa ale presiunii de injectie maxime pot fi asigurate numai de pompele cu piston. Marimea presiunii de injectie implica cerinte ridicate fata de precizia de executie a pistonului si cilindrului elementului de pompare ca si fata de etansarea acestui cuplu de piese fata de mediul exterior. Aceste exigente au condus la reducerea jocului functional dintre piston si cilindru la valori de 1,5.3,0 mm si realizarea unor constructii cu lungimea pistonului sporita in raport cu diametrul sau.

Aceasta executie presupune operatii de rectificare fina, cu abateri de forma, de la calitatea suprafetelor si de la pozitia lor reciproca extrem de restranse, precum si operatii de rodare si de imperechere a pistonului cu cilindrul. Cuplul piston-cilindru astfel obtinut are drept componente piese neinterschimbabile.

Proiectarea pompelor de injectie cu piston sertar

Constructiv un element al pompei de injectie (fig.2) se compune din cilindrul 1 (bucsa) in interiorul caruia se deplaseaza pistonul plonjor actionat in cursa de refulare de cama 5, contactul permanent intre piston si cama fiind asigurat de arcul 8. Cilindrul 1 are la partea superioara orificiile laterale 3 prin care comunica cu canalul de combustibil 4 practicat in corpul pompei. Elementul de pompare este prevazut la partea superioara cu supapa de refulare 6, retinuta pe sediul sau de arcul 7. Pistonul sertar 2 este prelucrat special; capul acestuia fiind prevazut cu o muchie elicoidala si un canal care face legatura intre spatiul de deasupra pistonului si gulerul de diametru mai mic al acestuia. Pistonul 2 poate fi rotit fie de piciorul 9 fie de un sector dintat actionat de cremaliera pompei de injectie (organul de comanda al debitului).

In cursa de coborare a pistonului sertar 2 spatiul din cilindrul 1 se umple cu motorina aspirata prin orificiul (sau orificiile) de aspirare.

In cursa ascendenta a pistonului se produce o descarcare a volumului de combustibil din cilindrul 1 pana cand orificiile 3 sunt acoperite. Cursa de refulare dureaza din momentul obturarii orificiilor de descarcare 3 pana cand muchia elicoidala atinge marginea inferioara a acelorasi orificii. Pistonul se deplaseaza insa mai departe in cursa ascendenta pana cand tachetul cu rola ajunge pe varful camei. Cursa de refulare este astfel pozitionata intre doua curse moarte ale pistonului, deci in zona vitezelor mari ale acestuia, ceea ce implica scapari minime de combustibil prin jocuri in timpul cursei de refulare. De asemenea, presiunea de injectie este o functie de viteza pistonului; amplasand cursa activa in domeniul vitezelor ridicate se evita presiunile mici la inceputul si sfarsitul cursei de refulare, realizandu-se astfel o pulverizare de buna calitate.

La constructia exemplificata mai sus prima cursa moarta este constanta, in timp ce a doua cursa moarta si cursa activa sunt variabile in functie de pozitia organului de comanda (cremaliera). Sunt si constructii la care toate cele trei curse sunt variabile.

Proiectarea elementului pompei de injectie

Dimensiunile elementului pompei de injectie precum si ale regulatorului atasat acesteia determina gabaritul pompei de injectie.

Datorita valorii extrem de mici a dozei de combustibil injectate pe ciclu si pe cilindru (de 20.000 pana la 100.000 de ori mai mica decat cilindreea motorului), diametrul pistonului pompei de injectie si cursa acestuia ar rezulta atat de mici, incat tehnologia de realizare a cuplului piston-cilindru ar intampina dificultati deosebite. Metoda de realizare a dozei necesare prin aspiratie invariabila si descarcare partiala permite construirea pistonului-sertar cu dimensiuni mai mari, relativ usor realizabile tehnologic, pistonul aspirand astfel o cantitate de motorina cu mult mai mare decat doza ce urmeaza a fi refulata.

Pentru a se dimensiona corect un element al pompei de injectie trebuie sa se tina seama de o serie de factori precum:

- compresibilitatea combustibilului;

- dilatarea conductelor de inalta presiune;

- supraincalzirea motorului, etc.

Compresibilitatea combustibilului

In instalatiile de injectie, variatia volumului motorinei este relativ mica; totusi ea trebuie luata in considerare pentru ca, asa cum s-a aratat, si volumele de combustibil tranzitate sunt deosebit de mici.

Astfel un volum de motorina V₀ supus unei cresteri de presiune Dp= p-p₀ isi modifica valoarea cu marimea DV = V - V₀, dupa relatia:

(1)

unde: 5 [Pa^-1] - coeficient de compresibilitate

6 - coeficient de elasticitate al combustibilului.

In tabelul 1 se dau valorile lui l si E pentru cateva domenii uzuale de presiuni.

Tabelul 1

Conform schemei din figura 3., pistonul- sertar se deplaseaza intre sectiunile I-I si II-II (pmi si pms).

Lungimile a si d₀ au valori uzuale in limitele:

- a = (0,4.0,6) mm

- d₀= (2.3) mm

Pe distanta c₁ = a + d₀ pistonul refuleaza in circuitul de joasa presiune volumul:

Din sectiunea III-III incepe comprimarea combustibilului; acesta fiind compresibil, pistonul-sertar va trebui sa efectueze o fractiune de cursa, pentru a compensa compresibilitatea motorinei din camera de aspiratie, supapa de refulare, conducta de inalta presiune si injector.

Daca: DV_ca este volumul cu care se comprima combustibilul in camera de aspiratie

Dp = p_i - p_j;

DV_sr este volumul analog in supapa de refulare Dp = p_i - p_rez;

DV_c este volumul analog in conducta de inalta presiune Dp = p_i - p_rez;

DV_i este volumul analog in injector Dp = p_i - p_rez;

atunci fie DV₂ volumul cu care se comprima motorina pe traseul de inalta presiune pentru a ajunge la presiunea de injectie medie p_i:

(3)

Explicitand pe termeni relatia (3) se obtine:

(5)

(7)

unde: p_i - presiunea de injectie (medie);

p_rez - presiunea reziduala;

p_j - presiunea din circuitul de joasa presiune;

d_ic - diametrul interior al conductei de inalta presiune;

l_c - lungimea conductei de inalta presiune.

Inlocuind relatiile (4.7) in 3 si ordonand se obtine:

(8)

Rezulta ca, pentru realizarea compensarii contractiei de volum DV₂, pistonul-sertar trebuie sa parcurga cursa Dc₂.

Pentru proiectare sunt utile urmatoarele valori orientative:

l_c = 400.700 mm

d_ic = 1,5.2,0 mm < 3 mm

p_j = (1,1.1,3).10⁵ Pa

p_rez = (15.30).10⁵ Pa

Tabelul 2

Dilatarea traiectului de inalta presiune

Presiunea de injectie relativ mare produce dilatarea traectului de inalta presiune. Bucsa elementului de pompare, corpul supapei de refulare si injectorul au pereti grosi si practic nu se deformeaza. Deformatie sensibila se intalneste la conducta de inalta presiune. Fie DV_ic majorarea volumului acesteia datorata dilatarii produsa de presiune:

unde: 7

r_e, r_i - razele exterioara si interioara ale conductei;

m = 0,3 - coeficientul lui Poisson;

E - modul de elasticitate longitudinala al otelului;

Fie de asemenea DV₃=DV_ic volumul dislocat de piston pentru a compensa dilatarea materializata prin cresterea de volum DV_ic. Fie de asemenea fractiunea din cursa Dc₃ parcursa de pistonul- sertar pentru efectuarea lui DV₃. In momentul in care pistonul a parcurs si fractiunea de cursa Dc₃, presiunea in tubulatura a atins valoarea p_i, care fiind mare determina scapari de combustibil prin interstitiul piston-cilindru.

Scaparile de combustibil prin jocul piston-cilindru.

Pistonul trebuie sa se deplaseze cu o fractiune de cursa Dc₄ (si un volum corespunzator DV₄) care sa compenseze volumul de combustibil pierdut prin scapari: DV₄ nu se poate determina pe cale analitica, el depinzand de p_i, joc (uzura), vascozitatea combustibilului, viteza pistonului.

Se apreciaza:

(9)

unde DV₅ - volumul de combustibil injectat.

Volumul teoretic DV₅ care trebuie injectat este:

(10)

In relatia (10) g_c este greutatea specifica a combustibilului la p=p_inj.

In functie de greutatea specifica a combustibilului in conditii normale g_c0 se poate scrie astfel relatia:

(11)

Evitarea desprinderii de pe cama

Pistonul plonjor isi continua cursa si dupa ce injectia a incetat, dislocand volumul DV₆ corespunzator cursei Dc₆. Cursa Dc₆ trebuie astfel aleasa incat valoarea acceleratiei negative a pistonului sa nu depaseasca valoarea la care pistonasul (tachetul) s-ar desprinde de cama.

In acest sens se recomanda:

(12)

dar aceasta valoare este, de cele mai multe ori, mare, crescand exagerat inaltimea pompei.

Fractiunea de cursa DC₆ se poate calcula si cu relatia:

(13)

iar volumul corespunzator acesteia

(14)

In final se constata ca, pentru realizarea injectiei, pistonul trebuie sa parcurga o cursa.

(15)

sau in volumele corespunzatoare:

(16)

unde c_T este cursa teoretica de la inchiderea pana la deschiderea orificiului de admisie.

Valoarea reala a cursei pistonasului necesara realizarii procesului de injectie se noteaza cu c_R si este dependenta de uzurile ansamblului ca si de intensitatea unor fenomene functionale. Astfel, la turatii mari, injectia poate incepe inainte de sectiunea III-III, sau, in cazul uzurilor mari ale fetei frontale a pistonasului, poate incepe dupa sectiunea III-III.

Uneori, sfarsitul injectiei poate avea loc dupa depasirea sectiunii IV-IV, din caduza laminarii motorinei prin orificiile de admisie.

Se poate defini pe baza acestor considerente un randament al elementului de pompare h_p:

(17)

h_p < 1 la sistemele cu injectoare - inchise si conducte lungi, sau la pompele uzate. In general h_p = 0,85.0,95.

Pentru a determina relatii de proiectare se porneste de la expresia volumului dislocat de pistonas intre p.m.i. si p.m.s. sau .

Se apreciaza uneori:

(18)

Adica: T 8, adica:

(19)

In final rezulta:

(20)

Cursa totala a pistonasului c_p se adopta constructiv in baza relatiei

c_p=(1,2.2,0).d_p (21)

In relatia (20) V_R= DV₅.(1,25.1,35)

Proiectarea muchiei profilate a pistonasului.

Cursa pistonasului ' C_T' variaza in functie de sarcina motorului, marimea ei fiind determinata de unghiul 'q' (de rotatie a pistonasului in jurul axei sale si 'a' (unghiul de inclinare a muchiei profilate).

Pentru o pozitie oarecare (fig.4) a pistonasului se poate scrie relatia:

C_Tq=l_Tq - (d₀+b)

Din figura (4) rezulta:

(23)

Inlocuind (23) in (22): sau

(24)

Cursa activa a pistonasului variaza prin rotirea sa cu unghiul q astfel (fig.5):

Scheme de calcul a muchiei elicoidale

- daca cremaliera se deplaseaza cu y_cr, pistonasul se roteste cu unghiul q. si se va deplasa fata de orificiul cilindrului cu distanta y_p. Din triunghiuri asemenea se poate scrie:

(25)

unde: R_br- raza bratului pistonasului (sau raza de rostogolire a sectorului dintat).

La o deplasare a pistonului cu arcul y_p9, cursa c_T creste cu c_y (fig.6):

10 (26)

Inlocuind (25) in (26) rezulta:

(27)

sau, inlocuind pe y_cr: adica:

(28)

Luand ca pozitie de referinta pentru pistonas sectiunea II-II (fig.2), atunci

(29)

unde q este unghiul cu care a fost rotit pistonasul pentru a ajunge din pozitia II in III.

Prin analogie:

(30)

Problema se simplifica daca se ia ca pozitie de referinta pozitia I cand cursa este minima; in acest fel ecuatiile (29) si (30) devin:

Pentru deteminarea lui c_Tmin este necesar sa se cunoasca:

- turatia minima de mers in gol a motorului n_mg;

- puterea efectiva la mers in gol incet P_eg;

- consumul de combustibil la mers in gol incet c_g.

Astfel se poate scrie:

(33)

unde:

(34)

(35)

Pentru determinarea lui c_Tmax = c_T se cunoaste relatia:

(36)

- Lungimea desfasurata a capului pistonasului l_des este:

(37)

l_cd fiind latimea canalului vertical de descarcare.

- Pentru determinarea inaltimilor maxima si minima a pistonasului in zona de reglaj se pot utiliza egalitatile:

(38)

- Lungimea totala a muchiei profilate L_f va fi:

(39)

- Diametrul partii degajate:

(40)

Inaltimea partii degajate:

(41)

Proiectarea arcului elementului

Arcul elementului pompei de injectie realizeaza cursa pasiva (descendenta) a pistonasului plonjor. Incarcarea arcului, cand pistonul se afla in p.m.i., se ia:

Arcul are o sageata de montaj f₀.

Cand pistonul se afla la p.m.s. sageata arcului este f_max:

Pentru a se evita desprinderea pistonului (tachetului) de pe cama se adopta 1. Rezulta astfel sageata maxima:

Deoarece: rezulta

Efortul de torsiune in arc este:

Rezulta in acest fel diametrul sarmei de arc:

(47)

unde: R_a este raza de infasurare a arcului.

Pentru asemenea constructii se recomanda: t_at=(3000.5000).Pa

Numarul de spire z este dat de relatia:

(48)

unde G este modulul de elasticitate transversala a materialului: G = 810.000 Pa.

Proiectarea supapei de refulare

Supapa de refulare realizeaza functii importante in cadrul procesului de injectie. Astfel:

- asigura intreruperea debitarii combustibilului spre injector;

- mentine in conducta de inalta presiune si in injector o presiune reziduala care impiedica dezamorsarea circuitului de inata presiune;

- asigura functia de corector interior de debit.

Pentru dimensionarea supapei de refulare se utilizeaza schema din fig.8.

Initial, se adopta constructiv urmatoarele marimi:

- cursa supapei de refulare h: h = 3 mm

- unghiul conului de inchidere b': b = 45⁰

- viteza medie de trecere a combustibilului pe langa supapa V_s V_s = (2.5) m/s

Conform schemei din fig.8 suprafata de trecere pe langa supapa este:

Dar: 11. Rezulta:

12 (50)

Pentru calculul diametrului tijei supapei d_s se utilizeaza ecuatia de continuitate:

(51)

sau:

(52)

si deci:

(53)

- Diametrul d₁ se stabileste cu relatia: d₁ = (1,5.1,6).d_s

- Lungimea tijei supapei l_s se adopta: l_s = (2,8.3,0).d_s

Pentru calculul diametrului d₂ se pune conditia:

Explicitand termenul drept rezulta:

In final:

(54)

Dimensionarea arcului supapei de refulare

Pentru a dimensiona arcul supapei de refulare se porneste de la urmatoarele conditii:

- presiunea de precomprimare a arcului este de: 12.20 daN/cm²;

- sageata initiala se adopta ca fiind: f_o = 3.h = 9 mm;

- diametrul de infasurare al spirei: d_inf = d₁-(1.2)mm.

Proiectarea pompelor de injectie cu distribuitor rotativ

Prima constructie de acest tip a fost produsa in 1946 de firma American Bosch (pompa PSB). In 1950 firma Stanadyne (S.U.A.) produce pompa cu distribuitor rotativ si pistonase radiale opuse, preluata sub licenta de C.A.V. (Anglia) in 1956, sub indicativul DPA.

Din anul 1970 MEFIN - Sinaia fabrica sub licenta acelati tip de pompa.

Comparativ cu pompele de injectie cu elemente in linie, pompele cu distribuitor rotativ au o serie de avantaje:

- utilizeaza un singur element de pompare care deserveste toti cilindri motorului;

- asigura (data fiind prezenta sectiunii unice de pompare) o uniformitate imbunatatita a debitarii;

- inglobeaza intr-un ansamblu unic si compact elementul de pompare, regulatorul de turatie, variatorul automat de avans si pompa de trasfer;

- ansamblul pompei nu necesita rulmenti, angrenaje, arcuri cu rigiditate mare;

- pompa este etansa, este unsa cu motorina sub presiune, impiedicandu-se si pe aceasta cale patrunderea aerului si a impuritatilor.

Din punct de vedere al consumului de metal pompa de injectie cu distribuitor rotativ este evident mai avantajoasa in comparatie cu pompa cu elemente de pompare in linie.

Masa specifica a pompelor de injectie de tip rotativ este de (45.70)g la 1 mm³ debit pe ciclu, in timp ce aceeasi masa la pompa in linie atinge abia (95.135)g la 1 mm³ debit de combustibil pe ciclu.

Controlul activ al functionarii motoarelor care sunt echipate cu pompe de injectiede tip rotativ, prin sisteme electrice si electronice, este facilitat de fortele considerabil mai mici necesare la organul de reglare a marimii debitului de combustibil pe ciclu.

Trebuie mentionata si solicitarea mica la tractiune si, corespunzator, o rigiditate mare a acelor elemente portante de baza ale pompei (piesele de actionare a camei si corpul pompei). Aceasta constatare creaza posibilitati pentru organizarea unei injectii intensive a combusti-bilului.

S-a demonstrat ca, la pompele rotative, fortarea procesului de debitare se poate realiza pe calea micsorarii substantiale a volumului de comprimare a combustibilului in stutul pompei (aplicat la supapele de refulare la care arcul este dispus in spatiul de inalta presiune), in combinatie cu un nou ciclu de lucru al pompei, in care aproape toata cursa de lucru a plunjerului se utilizeaza pentru pomparea combustibilului, de asemenea, pe seama realizarii profilului de cama cu raza mica de curbura la varf. Realizarea ultimei masuri permite o marire substantiala a vitezei plunjerului ( V_pmax = 3,2 m/s la n_p = 1000 rot/min si o cursa minima a plunjerului de 5,5 mm) atingandu-se presiuni de pompare de ordinul a 90 MPa.

Pe langa avantajele prezentate, aceste tipuri de pompe au si o serie de dezavantaje.

Utilizarea unei sectiuni unice de pompare duce la uzura mai rapida a acesteia, precum si la micsorarea timpului disponibil pentru admisia si refularea combustibilului. Aceasta face ca la turatii ridicate umplerea sectiunii de pompare sa fie incompleta, aparand astfel necesitatea utilizarii pompei de transfer care permite realizarea unei presiuni de alimentare suficient de mari. Alte dezavantaje sunt:

- siguranta mai mica in functionare;

- facilitati de reparare reduse;

- cerinte deosebite privind calitatea combustibilului utilizat.

Functionarea pompei de injectie cu distribuitor rotativ, de tip DPA, (integrata in sistemul de injectie) este prezentata in fig. 9.

Din rezervorul pompei de alimentare 1, combustibilul, trecut prin filtrul 2, ajunge la pompa de transfer 3. De la pompa de transfer motorina este dirijata prin canalizatia din corpul pompei la supapa de dozare 4 si de aici in corpul distribuitorului 5 si in spatiul dintre pistonasele 6. Prin rotirea distribuitorului pistonasele sunt impinse spre axa de rotatie de lobii inelului cu came 7 care este fixat de corpul pompei. Combustibilul sub presiune este distribuit pe rand la injectoare prin intermediul unui orificiu de refulare aflat in distribuitor.

Supapa 8 are rolul de a mentine amorsata pompa de injectie si de a asigura valoarea necesara presiunii de transfer. Regulatorul actioneaza asupra supapei de dozaj prin intermediul parghiei 9. O particularitate constructiva esentiala a pompei cu distribuitor rotativ o constituie lipsa arcului care asigura contactul permanent intre inel si cama. Ca urmare, cu exceptia cursei de refulare, cand pistonasele radiale sunt actionate de inelul cu came, pozitia instantanee a acestora este determinata de echilibrul dinamic al fortelor centrifuge, de presiune, de inertie si de frecare.

Ansamblul general al pompei cu distribuitor rotativ si pistoane opuse, tip DPA, este prezentata in proiectie axonometrica in fig. 10.

Pe corpul pompei 1 (turnat din aliaj de aluminiu) se fixeaza cu ajutorul unor suruburi capul hidraulic, format din bucsele exterioare si interioare 19, rotorul distribuitor 14, inelul cu came 17 si pistonasele radiale 15. Rotorul distribuitor este antrenat in miscare de rotatie de axul 24, prevazut cu o zona canelata la partea din spre distribuitor, iar la capatul de antrenare cu o zona conica si locas de pana disc. Legatura dintre axul 24 si rotorul 14 se realizeaza prin placa de antrenare 21, cu caneluri la interior, care se fixeaza cu suruburi de rotorul distribuitor. Axul pompei si placa de antrenare se imperecheaza la montaj, formand astfel un ansamblu neinterschimbabil. Pe axul pompei se mai monteaza regulatorul de turatie mecanic compus din mansonul 48, masele centrifuge 23 si carcasa acestora 26 (celelate piese ale regulatorului sunt montate in interiorul capacului 2).

Etansarea fata de mediul exterior, la capatul dinspre antrenare al axului 24, se asigura cu mansetele de rotatie 43.

La capatul rotorului distribuitor 14, opus antrenarii, se monteaza, filetat, rotorul 3 al pompei de transfer; statorul 5 este inclus in capul hidraulic. Ansamblul este inchis de carcasa supapei de reglare 7, fixata in bucsa exterioara a capului hidraulic cu suruburile 46.

Variatorul automat de avans 37 se monteaza pe carcasa pompei, prin prezonul 47 si dispozitivul de blocare 39.

Statorul capului hidraulic este format din bucsele exterioara si interioara 19, care se ansambleaza prin fretare. Bucsa interioara se realizeaza cu lungime mai mica decat bucsa exterioara, cu scopul de a permite montare statorului 5 al pompei de transfer.

Rotorul capului hidraulic se imperecheaza cu statorul si formeaza un ansamblu neinterschimbabil, cu joc foarte mic (1,5.3,5 mm). De asmenea, pistonasele radiale 15 se imperecheaza cu alezajul executat diametral in rotor, neinterschimbabil, cu un joc foarte mic (4,5.5,5 mm).

Fiecare pistonas este actionat prin cate un tachet, compus din rola 16 si papucul 18. Papucul este prevazut cu umeri care patrund in fantele placilor de raglaj 44 si 22, limitand cursa maxima a pistonaselor.

Rolele 16 vin in contact in timpul functionarii cu camele interioare ale inelului cu came Pistonasele radiale se executa cu diametre de 4,5.10,0 mm.

Etansarea capului hidraulic in corpul pompei este realizat cu un inel 0, iar in zona de ansamblare a carcasei supapei de reglare 7, cu o garnitura inelara 45 din cauciuc.

Elementele componente ale capului hidraulic se realizeaza din otel de rulmenti si otel inalt aliat, cu valori stranse pentru abaterile de forma, de la pozitia reciproca si de la calitatea prelucrarii suprafetelor.

Pentru a fi posibila utilizarea aceleiasi tipodimensiuni de pompa pe motoare cu cilindrei diferite, capul hidraulic este prevazut cu posibilitatea reglarii dozei maxime refulate, prin modificarea cursei pistonaselor radiale.

In acest sens, papucii 18 sunt prevazuti cu umerii 'U', care patrund in fantele excentrice 'F' ale placilor de reglaj 22 si 44 (fig.11).

Placa de reglaj 22 este stransa intre flansa rotorului 14 si placa de antrenare 21 cu doua suruburi 49. Cand suruburile 49 sunt slabite, placile 22 si 44 (solidarizate prin doua brate de legatura existente pe placa 22) se pot roti simultan, in limita permisa de gaurile alungite 'G'. Prin rotirea placilor de reglaj se modifica cursa s a pistonului 24 si, in consecinta, doza maxima refulata. Pentru pompele DPA doza maxima refulata se poate regla in intervalul 15.120 mm³/ciclu.

Inelul cu came interioare 17, se monteaza pe suprafata frontala a statorului capului hidraulic, opusa pompei de transfer, fiind asigurat in carcasa pompei impotriva deplasarilor axiale cu ajutorul unui inel de siguranta. Inelul cu came poate fi rotit cu unghiuri mici in jurul axei distribuitorului 14, prin surubul 38 al variatorului automat de avans. Din motive de unificare a componentelor, inelul cu came al pompelor DPA se realizeaza cu 4 si 6 came interioare (pentru motoarele cu 2 si 3 cilindri alterneaza un ciclu de refulare activ cu unul pasiv).

Elemente de proiectare

a) Inceputul refularii (injectiei) este conditionat de coincidenta momentului de suprapunere a orificiilor radiale de distribuire din rotorul si statorul capului hidraulic cu momentul de actionare a pistonaselor de catre portiunea de urcare a profilului camelor interioare (distributia si refulare trebuie sa fie in faza).

Practic, exista insa intre axa de referinta a profilului camei si axa orificiului de distributie din stator un decalaj unghiular f (fig.12.) numit 'unghi de defazaj'. Din motivul aratat, pentru ca injectia sa aiba loc cu avansul b si cu o durata strict determinata, deschiderea orificiului de distributie din stator trebuie sa se produca cu avans (unghiul b) fata de momentul de actionare a pistonaselor in cursa de refulare. Avansul b este asigurat prin executia cu diametre diferite a orificiilor din stator si rotor.

Sfarsitul injectiei are loc in momentul in care sectiunea de curgere a orificiului din rotor a baleiat complet sectiunea orificiului din stator. Datorita realizarii acestor canale radiale cu diametre diferite, momentul de sfarsit al suprapunerilor este intarziat cu unghiul q fata de momentul in care inceteaza actiunea camei asupra pistonaselor radiale.

In aceste conditii durata injectiei este precizata de relatia:

13 (55)

unde: a_s este durata unghiulara de suprapunere a orificiilor.

Pentru pompele DPA se utilizeaza:

- diametrul canalului radial din stator 2,26 mm;

- diametrul canalului radial din rotor 2,36 mm;

- durata de suprapunere a orificiilor 28,5⁰ RAP.

Modul in care refularea este pozitionata in perioada de suprapunere a orificiilor de distributie este aratat in fig.12.

b) Profilul camelor interioare (lobilor) este asimetric. Acesta este compus dintr-o portiune de urcare (rola in pozitia 1, fig.12.), care determina caracteristica de injectie, o portiune de retractie (rola in pozitia 2), utilizata pentru descarcarea conductei de inalta presiune, si o portiune de coborare (rola in pozitia 3). Asimetria profilului camelor interioare determina o singura pozitie de montaj a inelului cu came: cu sensul sagetii imprimata pe inel in sensul de rotatie al pompei.

Profilul este realizat din arce de cerc conform schemei de calcul din figura 12. pentru cele doua zone de profil (AB si BC) rezulta urmatoarele expresii pentru deplasarea (s), viteza (v) si acceleratie (a):

- Portiunea de profil AB

(56)

unde: a_p - unghiul curent

in care w_p este viteza unghiulara a arborelui pompei;

In punctul 'A', avand in vedere ca a_p =0 rezulta:

(59)

- Portiunea de profil BC

(60)

unde:2

Pentru expresia acceleratiei: 14

(61)

In punctul C (a_p=a_pc) rezulta: 15 se mai poate scrie (fig.13):

Tipizarea pompelor de injectie dupa firma Bosch. Alegerea pompei de injectie dintr-o serie tipodimensionala

Clasificarea BOSCH

Firma Bosch imparte conventional pompele de injectie, cu elemente de pompare in linie, in mai multe marimi diferentiate dupa valoarea cursei de refulare a pistonului (inaltimea de ridicare utila a camei).

Pompele de o anumita marime pot fi realizate in mai multe variante constructive diferentiate dupa diametrul pistonasului.

In tabelul urmator sunt exemplificate valorile ce caracterizeaza principalele grupe de pompe de injectie cu elemente in linie Bosch.

Daca d_p creste, parametrii de performanta ai motorului echipat cu o astfel de pompa cresc, deoarece scade c_p ca si Dt_mj. Cresc in acelasi timp scaparile, uzurile, ca si fortele ce actioneaza pe cama.

Alegerea pompei de injectie dintr-o serie tipodimensionala

Intreprinderile specializate in producerea de echipament de injectie realizeaza serii de tipodimensiuni care sa satisfaca cerintele impuse de o gama foarte variata de motoare. Pentru alegerea pompei de injectie capabila sa satisfaca in cele mai bune conditii cerintele impuse de functionarea corecta a unui motor, o buna parte din firme pun la dispozitie date tehnice amanuntite, diagrame si nomograme utile in stabilirea celei mai bune variante posibile. In acest sens prezentam in continuare unele aspecte utile, propuse de firma Bosch. Pentru intelegerea problemei prezentate trebuie precizat ca Bosch, spre deosebire de tratarea clasica, imparte cursa totala a pistonului in patru etape distincte, iar punctul mort inferior al pistonului plonjor se gaseste la toate variantele constructive deasupra partii inferioare a orificiului de admisie in bucsa elementului (fig.14).

Se poate scrie astfel:

(63)

unde: h₁ - cursa preliminara;

h₂ - cursa moarta;

h₃ - cursa utila;

h₄ - cursa moarta.

Modul de alegere a pompei de injectie il vom prezenta pentru urmatorul exemplu concret: sa se aleaga pompa de injectie corespunzatoare unui m.a.c. cu P_e= 180 CP la turatia n_n = 3000 rot/min, i= 6 cilindri, consum specific c_e = 179 g/CPh, turatia pompei de injectie n_p =1500 rot/min, densitatea motorinei r_c= 0,85 g/cm³ (limite admisibile 0,82.0,88 g/cm³).

Se calculeaza debitul pe ciclu cu relatia:

Se alege o pompa de marime A, care asigura pentru un diametru de 9mm al pistonasului un interval de injectie de 4,4 ⁰RAP (rotatie arbore pompa de injectie). Cu aceste date preliminare, la care se adauga presiunea maxima ce se dezvolta in timpul procesului de injectie (cca. 540 bar) se alege pompa corespunzatoare din foaia cu date tehnice. Alegerea definitiva a pompei se face insa numai pe incercari de stand, functie de comportarea motorului, pentru ca, spre exemplu daca se mareste diametrul pistonasului durata de injectie scade, iar presiunile maxime in instalatie cresc.

Din diagrama prezentata in figura 16, valabila pentru pompele de marime A, pentru debitul de 67 mm³/ciclu, dar pentru un pistonas cu diametrul 8,5 mm, durata in grade a injectie este de 5⁰RAP.

O problema importanta in functionarea si fiabilitatea pompei de injectie este aceea ca pentru a evita o cadere prematura a axului cu came datorita presiunii specifice herziene in cupla cama-tachet cu rola este necesar ca presiunea din conducta de inalta presiune sa se anuleze in mod real inainte ca linia de contact dintre rola si cama sa treaca de pe partea liniara a profilului camei pe raza mica (cama tangentiala).

In figura 17 sunt reprezentate ridicarea pistonasului si viteza acestuia pentru o pompa de marimea A; punctul critic, adica momentul trecerii pe raza mica a camei, este marcat de valoarea maxima a vitezei. Proiectam acest punct pe curba ridicarii pistonasului se gaseste si pe aceasta curba momentul trecerii pe raza mica a profilului. Se introduce si un spatiu de siguranta intrucat exista diferente intre incarcarea statica si comportamentul dinamic, spatiu a carui valoare orientativa este de 0,7 mm. In felul acesta se stabileste pe curba ridicarii pistonasului punctul limita unde poate ajunge sfarsitul debitarii combustibilului.

Sa verificam, daca pentru pompa adoptata, cu pistonasul de diametru 8,5 mm (suprafata 56,75 mm²) conditia mai sus mentionata este satisfacuta; din datele tehnice ale pompei de marime A rezulta ca: h₁ = 2,15 mm; h₂ = 0,62mm si h₃ = 67/56,75 = 1,2 mm. Deci pana la sfarsitul debitarii, pistonasul parcurge o cursa de (2,15 + 0,62 + 1,2) mm, adica 3,97 mm. Plasand aceasta valoare in figura 17 se constata ca punctul de sfarsit al debitarii se afla sub punctul limita admisibil (cca.4,6 mm) deci conditia de fiabilitate este indeplinita.

Proiectarea injectoarelor pentru motoare cu aprindere prin compresie pentru autovehicule

Premisa esentiala pentru desfasurarea satisfacatoare a procesului de ardere in cilindrul motorului Diesel o constituie buna pregatire a amestecului combustibil-aer in camera de ardere a motorului.

Coordonarea ce se impune intre arhitectura camerei de ardere si parametrii principali ai jetului de combustibil (finete, omogenitate, penetratie, unghi de dispersie) impune optiunea bine motivata asupra tipului si parametrilor functionali ai injectorului utilizat.

Injectoarele se impart in doua mari clase: injectoare deschise si injectoare inchise. Injectorul este 'inchis' sau 'deschis' dupa cum orificiul de pulverizare este sau nu controlat de un ac sau de o supapa.

Motoarele de autovehicule rutiere utilizeaza injectorul de tip inchis cu ac. Dupa modul in care se comanda deschiderea acului, injectoarele se impart in trei grupe:

- cu comanda hidraulica;

- cu comanda electrica;

- cu comanda mecanica.

Injectoarele cu comanda hidraulica nu necesita organ suplimentar de comanda in schimb zona de etansare se uzeaza, sistemul ac-arc vibreaza.

Partile componente ale acului unui injector privit din exterior sunt (figura 18):

1- corpul acului- asigura etansarea ansamblului: jocul interior intre ac si corp este de 1,5 - 3 mm;

2- zona conica ce preia presiunea combustibilului si asigura ridicarea acului;

3- con de etansare;

4 - coada ce preia si transmite forta de actionare.

La motoarele cu aprindere prin compresie cu camera unitara se utilizeaza injectoare cu ac conic ce controleaza pulverizarea prin unul pana la zece orificii.

La aceste injectoare (figura 19) combustibilul debitat de pompa de injectie intra prin racordul 1, filtrul 2, canalul 3, ajungand in camera de presiune CP.

Cand forta de ridicare a acului 4, creata de combustibilului ce actioneaza pe gulerul G, exprimata prin relatia 16 , este mai mare decat forta F_a a arcului 5, acul pulverizatorului se ridica si prin orificiile pulverizatorului 7 combustibilul este pulverizat in camera de ardere.

Dupa terminarea injectiei combustibilului, acul pulverizatorului este apasat pe scaunul sau de arcul 5 prin intermediul tijei 14. Reglarea fortei F_a, respectiv reglarea presiunii la care incepe ridicarea acului si inceperea injectiei, se realizeaza prin surubul 10 si piulita 11.

Un dezavantaj principal al injectoarelor cu orificii multiple rezida in obturarea acestora cu impuritati din motorina sau cu cocs format in procesul arderii.

Pentru motoare cu aprindere prin compresie cu camere compartimentate (antecamera, camera de turbulenta) se utilizeaza injectoare cu un singur orificiu.

Orificiul injectorului este controlat de un stift. Se utilizeaza stifturi:

- cilindrice (pentru curatirea orificiului pulverizatorului);

- tronconice pentru a se controla dispersia jetului;

- dublu tronconic (fig.20), asigurandu-se curatirea eficienta a orificiului simultan cu o dispersie controlata a jetului de combustibil (unghiul de dispersie obtinut astfel este q = 40^o-60^o);

Proiectarea injectorului hidraulic

Ecuatia echilibrului static al acului injectorului este (fig.21)

17 (64)

unde: F₀ - tensiunea initiala a arcului;

k - constanta elastica a arcului;

h_a - ridicarea acului;

p_i - presiunea combustibilului in camera pulverizatorului;

p_v - presiunea combustibilului sub varful acului;

Conditia de ridicare a acului de pe sediu se obtine din relatia (64) in ipotezele:

h_a = 0

p_v = p_cil;

p_i » p_ia (presiunea initiala de inceput de injectie.

Rezulta, in aceste conditii, din (64)

Dupa ridicarea acului relatia de ordine dintre presiuni este:

Calculand F₀ cu relatia (65) si introducand valoarea calculata in (64) se poate obtine inaltimea instantanee de ridicare a acului:

(67)

In relatia (67) h_a este o functie de timp (sau de rotatie al arborelui cotit), la fel si p_i si p_v.

Introducerea combustibilului in camera de ardere a motorului este caracterizata prin caracteristica de injectie. Ea reprezinta raportul dintre masa (m_a) sau volumul (V_a) injectat(a) pana la un moment dat, a si doza totala injectata pe ciclu:

(68)

Viteza relativa de injectie este derivata lui x (ca functie de unghiul a):

(69)

In relatia (69)3este debitul volumic instantaneu al combustibilului injectat; s-a folosit deasemenea relatia cunoscuta: da = 6.n.dt.

Debitul momentan V se determina tinandu-se cont de numarul de orificii ale pulverizatorului si de coeficientul de debit:

(70)

Dar 4si deci rezulta:

(71)

In relatiile (70) si (71):

z_j - numarul orificiilor de pulverizare;

m₀ - coeficientul de debit al orificiului;

A - aria sectiunii orificiului;

r_c - densitatea combustibilului;

Inlocuind in (69) pe V cu expresia sa din (71) rezulta:

(72)

Ecuatia (72) face posibila determinarea valorilor lui x_j facand aproximatia p_v=p_i si determinand experimental p_i.

Integrand ecuatia (72) se obtine caracteristica de injectie (fig.22).

In ultimul timp este folosita si calea inversa in sensul determinarii (experimentale) a lui x_j dupa relatia de definitie (68) pentru ca apoi prin derivare sa se obtina 18.

Dimensionarea orificiilor pulverizatorului

Debitul volumic al combustibilului prin injector se stabileste cu relatia (71) facand simplificarea p_v=p_i=p_i0:

(72')

stiind ca 5(t_j fiind durata injectiei) rezulta mai departe:

(73)

Pe de alta parte:

(74)

Egaland cele doua expresii ale lui 6 rezulta:

(75)

unde: Da_j - durata injectiei (in ⁰RAC).

Pentru motorul in 4 timpi:

(76)

In general: m₀ = 0,67.0,70; d₀ 0,1 mm

In relatia (76) r_c, p_i0, p_cil se introduc in S.I.

Egalitatea (76) este aproximativa.

In afara ipotezei simplificatoare care a permis deducerea trebuie mentionata greutatea determinarii exacte a coeficientului de debit m₀, de foarte multe ori utilizandu-se metode experimentale pentru determinarea sa cat mai precisa.

Calculul sectiunilor de trecere ale pulverizatorului injectorului

Pentru o presiune data a combustibilului inainte de injector, pulverizatoarele cu mai multe jeturi se calculeaza pentru un debit pe unitatea de timp deteminand in primul rand sectiunea efectiva de trecere a orificiilor de pulverizare la ridicarea completa a acului injectorului dupa relatia: .

19Asupra calitatii formarii amestecului in fazele initiale de injectie a combustibilului si deci in perioada intarzierii la autoaprindere, o mai mare influenta o manifesta caracteristica hidraulica a pulverizatorului la ridicari partiale ale acului.

In acest caz manifesta o influenta determinanta asupra geometriei sectiunii transversale a orificiului de pulverizare si asupra coeficientului de debit, sectiunea eliberata momentan de ac, respectiv sectiunea inelara, intre ac si sediul pulverizatorului si coeficientul de debit al acestei sectiuni in zona sediului acului, respectiv zona canalului central.

Pentru a se putea explicita coeficientul de debit ca functie de ridicarea acului este necesar sa se poata calcula cu precizie geometria sectiunii transversale inelare in zona sediului acului.

Geometria unui pulverizator obisnuit este prezentata in figura 23.

Elementul caracteristic in acest caz consta in egalitatea dintre unghiul la varful conului de etansare al scaunului si unghiul varfului acului.

Cea mai mica sectiune geometrica de trecere de forma inelara este determinata prin ecuatia:

(78)

unde: F_ri - sectiunea de trecere minima;

m_i- sectiunea conului format de sectiunea de trecere;

d_mi- diametrul centrului de greutate al sectiunii.

In continuare se considera ca produsul m_id_mi atinge valoarea minima daca trunchiul de con format (fig.23) este inclinat cu unghiul b fata de perpendiculara pe suprafata scaunului si acului.

Se obtine din aceste considerente:

(79)

Unghiul b se determina utilizand relatiile:

(80)

Ecuatia (79) este tipica pulverizatoarelor obisnuite avand caracteristica ca cea prezentata in figura 24.

De obicei pentru acest tip de pulverizatoare unghiul de la varful conului de etansare este

s = 60⁰.

Pentru ca aceasta caracteristica sa fie aceeasi pentru toate pulverizatoarele cu s = 60⁰, ridicarea acului h s-a raportat la diametrul de intrare D_E al canalului central dupa conul de sprijin, iar sectiunea geometrica de trecere F_Ri s-a raportat la suprafata cercului F_E:20

In figura 24. sunt prezentate cu linie intrerupta curbele rezultate din calcul dupa relatia:

(81)

Dupa cum rezulta din figura 25, unghiul b este suficient de mic pentru ca sectiunea geometrica de trecere (la valori mici si medii ale ridicarii acului) sa nu depinda practic de unghiul b. Erorile facute prin calculul lui F_Ri dupa ecuatia 81 sunt neinsemnate pe o mare parte din cursa de ridicare a acului. Uneori pulverizatoarele se executa cu unghiuri a (ale conului acului) marite (a > s) (fig.26).

In afara de aceasta, diametrul D_A la baza conului varfului acului se poate abate de la diametrul D_E al intrarii in canalul central dupa conul de etansare. La aceste pulverizatoare, spre deosebire de cele obisnuite, valoarea minima poate fi atinsa pentru doua sectiuni transversale diferite (fig. 27) si anume:

- exterioara, la capatul interior al scaunului acului;

- interioara, formata de conul varfului acului si orificiul interior al canalului central.

Pentru a determina debitul combustibilului prin pulverizator se utilizeaza sectiunea de trecere cea mai mica in conformitate cu egalitatea

(82)

Dar, pentru atingerea debitului de motorina maxim, pentru o ridicare oarecare a acului injectorului, unghiul a se va alege astfel incat la ridicarea maxima a acului ambele sectiuni transversale sa fie de aceeasi marime, adica:

(83)

Conform acestei conditii, la o ridicare oarecare a acului (ce nu depaseste valoarea maxima), sectiunea transversala interioara F_Ri va fi mai mare decat sectiunea exterioara F_Ra.

Sectiunea transversala interioara se poate calcula cu relatiile (79) si (80), introducandu-se unghiul ' a ' in locul unghiului ' s '.

Sectiunea transversala exterioara se poate determina din ecuatia:

(84)

in care unghiul g se calculeaza cu relatiile:

(85)

Ecuatiile (79) si (84), respectiv (80) si (85) sunt formal similare intre ele deosebindu-se numai prin semn. Aceasta schimbare de semn este urmare a formei caracteristicii progresive a sectiunii de trecere (pentru pulverizatorul cu unghi marit al conului) pana la un punct dupa care sectiunea exterioara transversala este redeterminata pentru debitul de combustibil, dupa acest punct, datorita valorii mari a unghiului a sectiunea transversala F_Ri va fi mai mare decat sectiunea exterioara F_Ra. Caracteristica sectiunii transversale geometrice la marirea unghiului conului la varful acului este prezentata in figura 28.

Valoarea lui F_A se determina cu relatia:

(86)

Neglijand valorile mici ale unghiului g se poate scrie:

In cazul in care unghiul conului scaunului s = 60⁰, eroarea la determinarea lui F_Ra cu ajutorul ecuatiei aproximative (87) este neinsemnata, insa, la marirea unghiului s aceasta eroare creste (mai ales la sectiuni mari de trecere).

Determinarea coeficientilor de debit la curgerea combustibilului prin injector.

Pentru determinarea pe cale analitica a debitului instantaneu de combustibil, ce trece prin pulverizatorul injectorului, intr-un interval de timp dat, este necesara determinarea coeficientului general de debit al pulverizatorului cu mai multe orificii in functie de ridicarea acului injectorului.

Sistemul real prezentat in figura 29 este inlocuit cu un sistem hidraulic echivalent (figura 30) in care:

- zona I - curgerea prin suprafata circulara corespunzatoare partii cilindrice a acului;

- zona II- corespunde curgerii prin sectiunea inelara dintre varful acului si sediul acestuia;

- zona III- curgerea prin canalul central de dupa conul de etansare;

- zona a IV-a - zona orificiilor de pulverizare.

Combustibilul din prima zona este accelerat in zona II-a iar la intrarea in canalul central corespunzator zonei a III-a viteza curgerii scade datorita cresterii de sectiune si a pierderilor de energie prin impact. Curgerea este din nou accelerata la intrarea in orificiile pulverizatorului. Sub denumirea de 'suprafata a duzelor' F_d se ia in considerare sursa sectiunilor transversale a tutror orificiilor pulverizatorului.

Considerand coeficientii de debit, vitezele de curgere si suprafetele de trecere pentru fiecare zona a modelului teoretic echivalent (conform figurii 30), pierderile de presiune Dp se pot evalua cu relatia:

(88)

unde: r_c - densitatea combustibilului;

V_i - viteza de curgere in sectiunea i;

In ipoteza ca viteza V_N este neglijabil de mica, pierderile de presiune se pot aprecia prin relatia:

(89)

Aplicand ecuatia de continuitate a curgerii in sectiunilr (zonele), II, III, IV se obtine relatia:

(90)

unde: a_R, a_s, a_d sunt coeficientii de debit in sectiunile mentionate.

Sectiunea F_R se determina dupa relatiile (79, 80)

Sectiunile F_s si F_d se determina cu relatiile:

(91)

(92)

Inlocuind (90) in (18.89) rezulta:

(93)

Aplicand ecuatia generala a debitului in regim stationar:

(94)

(m₀ fiind coeficientul global de debit al injectorului).

Coeficientul global de debit se determina cu relatia:

(96)

Cercetari experimentale au aratat ca a_R, a_s si a_d nu depind de valoarea ridicarii acului; a_R si a_s avand chiar valori apropiate de 1.

Se poate deci scrie:

(96)

Imprastierea masuratorilor si media valorilor calculate pentru 16 injectoare diferite sunt prezentate in figura 31.

Unghiul conului de etansare in toate cele 16 cazuri a fost de 60⁰.