1 CAPITOLUL 1. Realizarea proiectului de organizare generală a autovehiculului și încadrarea acestuia într -un segment de piața. Detalierea modului… [617402]
1
Cuprins
1 CAPITOLUL 1. Realizarea proiectului de organizare generală a autovehiculului și încadrarea
acestuia într -un segment de piața. Detalierea modului de amplasare a (sub)ansablului de proiectat 3
1.1 Stabilirea segmentului de piață ………………………….. ………………………….. ………………………….. ….. 3
1.2 Alegerea modelelor similare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 4
1.3 Analiza caracteristicilor tehnice ale modelelor similare ………………………….. ………………………… 9
1.4 Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori ai modelelor similare ……………………… 12
1.4.1 Analiza proporționalitații dimensionale pentru automobilul proiectat ………………………….. 19
1.5 Predimensionarea formei și dimensiunile interioare ………………………….. ………………………….. … 21
1.5.1 Organizarea și dimensionarea postului de conducere ………………………….. ……………………. 21
1.5.2 Verificarea condițiilor de vizibilitate ………………………….. ………………………….. ……………… 22
1.5.3 Amplasarea banchetelor și scaunelor pentru pasageri ………………………….. ……………………. 24
1.5.4 Dimensiunile volumului util (portbagaj) ………………………….. ………………………….. …………. 24
2 CAPITOLUL 2. Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru (sub)ansamblul de
proiectat. Alegerea justificată și definitivarea soluției tehnice pentru (sub)ansamblul din tema de
proiect ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………… 25
2.1 Bolțul ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……….. 25
2.2 Biela ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………… 28
2.3 Arhitectura generală a mecanismului motor ………………………….. ………………………….. …………… 33
2.4 Definitivarea soluției tehnice pentru ansamblul proiectat ………………………….. ……………………… 35
3 CAPITOLUL 3. Proiectarea general ă a (sub)ansamblului din tema de proiect ……………………. 36
3.1 Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la înaintare ………………………….. …. 36
3.1.1 Determinarea coeficientului de rezistentă la rulare a pneurilor ………………………….. ………. 36
3.1.2 Determinarea coeficientului de rezistență al aerului ………………………….. ……………………… 38
3.1.3 Calculul puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare ………………………….. ………. 40
3.1.4 Determinarea randamentului transmisiei ………………………….. ………………………….. ………… 42
3.2 Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului din condiția de atingere a vitezei
maxime la deplasarea în palier ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………. 42
3.3 Capitolul 3.3 Calculul termic ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 48
3.3.1 Calculul procesului de admisiune ………………………….. ………………………….. ………………….. 48
3.3.2 Calculul procesului de comprimare ………………………….. ………………………….. ……………….. 50
3.3.3 Calculul procesului de ardere ………………………….. ………………………….. ………………………… 50
3.3.4 Calculul procesului de destindere ………………………….. ………………………….. ………………….. 52
3.3.5 Calculul presiunii medii efective ………………………….. ………………………….. …………………… 53
3.3.6 Trasarea diagramei indicate ………………………….. ………………………….. ………………………….. 54
2
3.3.7 Calculul dimesiunilor fundamentale ale motorului (D, S) ………………………….. ……………… 56
3.4 Calculul dinamic ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………. 57
3.4.1 Alegerea tipului de mecanism bielă -manivelă ………………………….. ………………………….. …. 57
3.4.2 Calculul dimensiunilor principale ale mecanismului motor ………………………….. …………… 58
3.4.3 Stabilirea maselor pieselor în mișcare ale mecanismului motor ………………………….. ……… 58
3.4.4 Calculul forțelor și momentului din mecanismul motor ………………………….. ………………… 59
3.5 Calculul bolțului ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………….. 63
3.5.1 Alegerea Materialului ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 63
3.5.2 Predimensionare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………… 63
3.5.3 Verificarea presiunii în piciorul bielei 𝒑𝒃 și în umerii pistonului 𝒑𝒂 ………………………….. 64
3.5.4 Verificarea la rezistența ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 64
3.5.5 Verificarea la oboseală ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 65
3.5.6 Verificarea la forfecare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 66
3.5.7 Verificarea la ovalizare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 66
3.5.8 Verificarea deformatiei ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 67
3.6 Calculul bielei ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………….. 68
3.6.1 Alegerea materialului ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………. 68
3.6.2 Calculul piciorului bielei ………………………….. ………………………….. ………………………….. ….. 69
3.6.3 Calculul capului bielei ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 73
3.6.4 Calculul corpului bielei ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 77
4 CAPITOLUL 4. Diagnosticarea mecanismului motor ………………………….. ………………………….. .. 80
4.1 Verificarea jocurilor din cuplele cinemati ce ale mecanismului motor ………………………….. …….. 80
4.2 Verificarea etanșeității camerelor de ardere și cilindrilor ………………………….. ……………………… 82
4.2.1 Măsurarea presiunii de compresie ………………………….. ………………………….. ………………….. 83
4.2.2 Măsurarea curentului absorbit de electromotorul de pornire (demaror) ……………………….. 85
4.2.3 Evaluarea vitezei unghiulare a arborelui cotit la antrenarea de către demaror ………………. 86
4.2.4 Evaluarea vitezei unghiulare a arborelui cotit la mers încet în gol ………………………….. ….. 88
4.2.5 Compararea corecțiilor aduse dozei de combustibil injectate pe ciclu pentru cilindrii
motorului 88
5 CAPITOLUL 5. Proiectarea bolțului ………………………….. ………………………….. ………………………… 89
5.1 Analiza funcțională ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………… 89
5.2 Materiale ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ….. 90
5.3 Condiții tehnice ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………… 91
5.4 Structura procesului tehnologic de fabricare ………………………….. ………………………….. …………… 91
6 Bibliografie ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 95
3
1 CAPITOLUL 1 . Realizarea pr oiectului de organizare generală a
autovehiculului și î ncadrarea acestuia într-un segment de piaț a. Detalierea
modului de amplasare a (sub)ansablului de proiec tat
1.1 Stabilirea segmentului de piață
Tipul caroseriei conform temei d e proiect poate fi sedan (berină ).
Sedan sau berlină este denumirea tipului de automibil cu caroseria de tip închis (pavilion fix), cu
două sau patru uși, câte 2 geamuri laterale pe fiecare parte, amenajat pentru patru sau mai mulți
pasageri. Acesta este stilul de caroserie comun celor mai multe dintre autoturismele moderne.
Tipul de sedan a fost pr oiectat urmă rind caracteristicile oraș ului modern.
Sedanul oferă stil, utilit ate, manevrabilitate, performanțe dinamice și un consum eficient de
combustibil. Modelul oferă însă, în plus, și confort, inclusiv pe distanțe lungi, adulții benefic ind
de un spațiu suficient atât în față cât și în spate, dar și de un spațiu generos pentru bagaje.
Segmenul de piaț a pentru sedan din punct de vedere geografic nu are limite teritoriale fiind
comun î n toat e regiunile. De accea un producă tor de automobile are o arie de desfașurare care
depășește substantial dimensiunile ță rii d e localizare, î n acest stagiu hă rtile geografice,
administrative, economice, d emografice fiind de o importantă mare pentru un cercetă tor.
Segmentele de piața pot fi î n funcție de preț de exemplu: cumpără torii de automobile de lux,
cumpără torii de automobile performant e, cumpără torii de automobile utilitare, cumpără torii de
automobile economice . Se stabilește ca segmentul de piață sa fie destiat clientilor cu venituri
medii care doresc ca automobilul să îndeplinească beneficul că utat.
Segmentarea pietei se bazează și pe beneficiile dorite de la un anumit produs de un anumit gr up
de consumatori. Segmentarea în funcție de beneficiu necesită identificarea calită tilor pe care
anumite grupuri de cump ărători le caută la anumite produse, porn ind de la criterii ca
performanță , durabilitatea, fiabilitatea, economicitatea, confort.
Segmentarea pieț ei se poate face ș i în funcție de caracteristicile personale ale consumatorului, stil
de viaț a, personalitat e, imagine; sau în funcție de vârstă , ocupație, mărimea familiei, educați e,
etc…
În concluzie automobilul proiectat va avea un preț de refetință de 25000 €.
4
1.2 Alegerea modelelor similare
În tabelul 1.1. sunt prezentate modelele similare, aceastea au fost alese î n funcție de tema
de proiect impusă . Criteriile im puse prin tema sunt legate de tipul motorului, respectiv motor cu
aprindere prin comprimare, numărul de locuri egal cu cinci, și viteza maximă de 200km/h. La
alegera modelelor similare s -a ținut cont ș i de segmentul de piaț a.
Tabel 1. 1 Modele similar e ordonate în funcție de prețul de referinț a [Surse 13…29]
Nr.crt. Marca Model Vmax[km/h] Tip motor Nr
locuri Pret
referinta €
1 Saab 9-3
SportSedan 210 1.9TTiD 130CP 5 28310
2 Toyota Avensis 200 2,0 l D -4D Diesel 6 M/T 5 26262
3 Citroen C5 214 BlueHDi 150 S&S BVM6 5 25216
4 Kia Optima 203 1,7 DSL MT 5 25073
5 Ford Mondeo 192 1.5 TDCi 120 CP – M6 5 24450
6 Peugeot 508 201 1.6 BlueHDi 120 cp 5 22921
7 Hyundai Elantra 194 1.6 136CP, Disesel, Manual 5 19920
8 Opel Astra J
Sedan 205 1.6 CDTI ECOTEC (100
kW/136 CP) 5 19550
9 Renault Megane
Sedan 201 Energy dCi 130 5 18900
10 Volkswagen Jetta 197 2.0 TDI (110 CP) 5 18760
11 Chevrolet Cruze 205 2.0 VCDi MT 163 CP 5 17775
12 FIAT TIPO 199 1.6 MJet 16v 120 CP 5 17299
13 Skoda Rapid 201 1.6 TDI CR DPF/85 kW 5 16262
14 Seat Toledo 201 1.6. TDI 85kW 115CP 5 15238
1. Saab 9 -3 SportSedan. Automobilul se fabrică începâ nd cu anul 2011, are motor Diesel
cu 5 locuri, tracți une față sau 4X4 și are o viteză maximă de 210km/h, mai m are decât
viteza maximă impusă î n proiect, dar se acceptă o abatere de ±10km/h. Automobilul are
aceleaș i caracteristici ca ale celui impus prin tema de proiect și se consideră ca fiind un
model similar.
Figura 1.1 Saab 9 -3 SportSedan[13]
5
2. Toyota Avensis. Anul începerii producț iei este 2015, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune
fată și o viteză maximă de 200km/h. Acest automobil se î ncadreaza în lista modelelor
similare.
Figura 1.2 Toyota Avensis [13]
3. Citroen C5. Anul începerii producț iei este 2015, mo tor Diesel, 5 locuri și o viteză
maxi mă de 210km/h. Acest automobil se poate încadra î n lista modelelor similare.
Figura 1.3 Citroen C5 [13]
4. Kia Optima. Anul începerii producț iei este 201 5, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune fată și
o viteză maximă de 203km/h. Acest automobil se încadrează in lista modelelor similare.
Figura 1.4 Kia Optima [13]
5. Ford Mondeo. Anul începerii producț iei este 201 5, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune față
și o viteză maximă de 192km/h această viteza fiind puțin mai mică decat a automobilului
ce urmează a fi proiectat. Acest automobil se poate încadra î n lista modelelor similare.
6
Figura 1.5 Ford Mondeo [13]
6. Peugeot 508. Anul începerii producț iei este 201 5, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune față și
o viteză maxim ă de 201 km/h. Acest automobil se poate încadra în lista modelelor
similare.
Figura 1.6 Peugeot 508 [13]
7. Hyundai Elantra. Anul începerii producț iei este 201 5, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune
față și o viteză maxim ă de 194 km/h. Acest automobil este similar cu cel din temă .
Figura 1.7 Hyundai Elantra [13]
8. Opel Astra J. Anul începerii producț iei este 2014 , motor Diesel, 5 locuri, tracțiune față ș i
o viteză maxim ă de 205 km/h. Acest automobil este similar cu cel din temă .
Figura 1.8 Opel Astra J [13]
9. Renault Megane Sedan. Anul începerii producț iei este 2016 , motor Diesel, 5 locuri,
tracțiune față și o viteză maxim ă de 201 km/h.
7
Figura 1.9 Renault Megane Sedan [13]
10. Volkswagen Jetta. Anul începerii producț iei este 2014 , motor Diesel, 5 locuri, tracțiune
față și o viteză maxim ă de 197 km/h. Acest automobil este similar cu cel din temă .
Figura 1.10 Volkswagen Jetta [13]
11. Chevrolet Cruze. Anul începerii producț iei este 2013 , motor Diesel, 5 locuri, tracțiune
față și o viteză maxim ă de 205 km/h. Acest automobil este similar cu cel din temă .
Figura 1.11 Chevrolet Cruze [13]
12. Fiat Tipo. Anul începerii producț iei este 2015 , motor Diesel, 5 locuri, tracț iune față și o
viteză maxim ă de 199 km/h. Acest automob il este similar cu cel din temă .
Figura 1.12 Fiat Tipo [13]
8
13. Skoda Rapid. Anul începerii producț iei este 2015 , iar in 2017 s -a oprit fabricaț ia, motor
Diesel, 5 locuri, tracțiune fața și o viteză maxim ă de 201 km/h. Acest automobil este
similar cu cel din temă .
Figura 1.13 Skoda Rapid [13]
14. Seat Toledo. Anul începerii producț iei este 2015 , motor Diesel, 5 locuri, tracțiune față și
o viteză maxim ă de 199 km/h. Acest automob ile este similar cu cel din temă .
Figura 1.14 Seat Toledo [13]
Modelele similare alese sunt apropiate ca an de începere a producției, excepție făcâ nd
automobilul Saab 9 -3 SportS edan (2011). Se poate observa că tipul de caroserie pentru toate
automobilele este cel sedan, prin urma re automobilul ce urmează a fi proiectat va avea tipul
de caroserie sedan.
9
1.3 Analiza caracteristicilor tehnice ale modelelor similare
Tabel 1.2 Particularitaț i constructive ale autoturismelor comparate [Surse 13…29]
Nr.crt. Marca Amplasare
motor Cutie de viteze Suspesie Faț a Suspensie Spate
1 Saab în fața,
transversal Manuală , 6 trepte Bare tip MacPherson și
amortizoare gaz. Bară
antiruliu Independentă
multilink, arcuri
elicoidale
2 Toyota în fața,
transversal Manuală , 6 trepte Sistem MacPherson Cu brațe duble
3 Citroen în fața,
transversal Manual ă, 6 trepte Hydractive H3+ Hydractive H3+
4 Kia în fața,
transversal Manuală , 6 trepte independent, arc de tip
McPherson cu
stabilizator
5 Ford în fața,
transversal Manuală , 6 trepte independent, arc de tip
McPherson cu
stabilizator Independenta multi –
punct
6 Peugeot în fața,
transversal Manuală , 6 trepte independent de tip
McPherson
7 Hyundai în fața,
transversal Manuală , 6 trepte McPherson semi -independentă cu
bară de torsiune și
arcuri elicoidale,
amortizoare cu gaz
8 Opel în fața,
transversal Manuală, 6 trepte independent de tip
McPherson
9 Renault în fața,
transversal Manuală , 6 trepte independent de tip
McPherson Semi -independent,
arc
10 Volkswagen în fața,
transversal Manuală , 5 trepte independent de tip
McPherson
11 Chevrolet în fața,
transversal Manuală , 6 trepte McPherson Bară semirigidă
12 FIAT în fața,
transversal Manuală , 6 trepte independent de tip
McPherson Semi -independent,
arc
13 Skoda în fața,
transversal Manuală , 5 trepte McPherson suspension
with lower triangular
links and torsion
stabiliser Compound link
crank -axle
14 Seat în fața,
transversal Manuală , 5 trepte independent de tip
McPherson Semi -independent,
arc
Având î n vedere modelele similar e analizate, varianta de organizare au tomobilului proiectat
este soluț ia “totul fată ”. La această soluție atât motor, transmisia cât și puntea motoare sunt
amplasate în partea din față a autovehiculului. Sunt utilizate două modalități principale de
poziționare a motorului: longitudinal, respectiv transversal. Avantajele solutiei sunt: o b una
10
stabilitate a miscarii, o buna capacitate de trecere pe timp de iarnă ș i pe drum ud, chiar la
încarcare parț ială automobil ului, sensibilitate redusa la vâ nt lateral, etc…
Poziționarea transversală a motorului oferă un grad mai ridicat de compac titate, asigură
randamente mai mari ale transmisiei (datorită posibilității de utilizare a unui angrenaj cilindric în
locul celui conic la transmisia principală), creează posibilitatea reducerii înălțimii părții frontale
a compartimentului motor, îmbunătăț ind vizibilitatea în direcția de mers a șoferului și reduce
gradul de intruziune a compartimentului motor în habitaclu. Motorul dispus transversal implică
probleme privind spațiul disponibil pentru componentele punții din față, mecanismul de direcție
și po mpa centrală de frână.
Conform modelelor similare se va alege o cutie de viteze manuală î n 6 trepte deoarece se
întâlnește la majoritatea aceasta soluț ie, direcția se compune din cremalieră si pinion,
servodirecție asistată electric, iar suspensiil e pe față sunt se tip McPherson, iar p e puntea din
spate se construiește o punte semirigidă .
Sistemul de franare trebuie sa asigure o distan ță cât mai scurta de decelerare, î n acest sens,
toate modelele similar e sunt echipate cu si stem A.B.S. cu disc uri ve ntilate pentru putea din spate
și față .
Figura 1.15 Reparti ția modelelor în funcț ie de capacitatea rezervorului de combustibil
Rezerv orul de combustibil are rolul să asigure stocarea la bor dul automobilului a unei
cantităț i de combus tibil care să asigure autonomie de aproximativ 1000km. Amplasarea acestuia
se face sub bancheta din spate deoarece se consideră cel mai sigur loc de pe automobil în caz de
accidente. Î n cazul modelelor similare analizate acestea au o capacitate cuprinsă î ntre 49 -71 litri
corespunză tor unei autonomii de 1100 -1700km, din aceste date putem concluziona că
automobilul este destinat transp ortului urban, dar si rural, având o autonomie destul de bună . Se
alege un rezervor cu o capacitate de 60l.
01234567
45-55 55-65 65-75Numar automobile
IntervaleCapacitate rezervor combustibil [l]
11
Tabel 1.3 Caracteristicile generale ale motoarelor modelelor similar e [Surse 13…29]
Nr.
crt. Marca Vh
[cm³] Nr
cilindri
si asezare Alezaj
cilindru
D [mm] Cursa
piston
S [mm] ψ=S/D
1 Saab 1910 4 în linie 82 90.4 1.10
2 Toyota 1995 4 în linie 84 90 1.07
3 Citroen 1997 4 în linie 85 88 1.04
4 Kia 1685 4 în linie 77.2 90 1.17
5 Ford 1499 4 în linie 73.5 88.3 1.20
6 Peugeot 1560 4 în linie 75 88.3 1.18
7 Hyundai 1582 4 în linie 77.2 84.5 1.09
8 Opel 1598 4 în linie 79.7 80.1 1.01
9 Renault 1598 4 în linie 80 79.5 0.99
10 Volkswagen 1968 4 în linie 81 95.5 1.18
11 Chevrolet 1998 4 în linie 86 86 1.00
12 FIAT 1598 4 în linie 79.5 80.5 1.01
13 Skoda 1596 4 în linie 79.5 80.5 1.01
14 Seat 1598 4 în linie 79.5 80.5 1.01
Histogramele pentru Vh și pentru ψ sunt reprezentate la capitolul 3.3.7
Se poate observa că numărul de cilintri și asezarea lor este similară la toate modelele.
Capacitatea cilindrică a motoarelor modelelor similar e variază î ntre 1499 -1998
3cm .
Tabel 1.4 Analiză parametrilor energetici [Surse 13…29]
Nr.
crt. Marca
Pmax
[kw] np
[rot/min] Mmax
[Nm] nM
[rot/min] Raport de
compresie
Ɛ Wpm
[m/s]
1 Saab 96 4000 320 1500 -2750 16.1 12
2 Toyota 105 4000 320 1750 -2250 16.5 12
3 Citroen 110 4000 370 2000 16 12
4 Kia 104 4000 340 1750 -2500 15.7 12
5 Ford 88 3600 270 1750 -2500 16 11
6 Peugeot 88 3500 300 1750 16 10
7 Hyundai 100 4000 265 1500 -3500 16 11
8 Opel 100 3500 -4000 320 2000 -2250 16 11
9 Renault 96 4000 320 1750 16 11
10 Volkswagen 81 3200 -4000 250 1750 -3000 16.5 13
11 Chevrolet 120 3800 360 1750 -2750 16.5 11
12 FIAT 88 3750 320 1750 16.5 10
13 Skoda 85 3500 250 1500 -3000 16,2 9
14 Seat 85 3500 -4000 250 1500 -3000 16.2 11
12
Puterea maximă a motorelor modelelor similare variază între 81 -120kW, iar turaț ia
corespunzătoare are o plaja relativ redusă cuprizându -se între 3500 -4000rpm.
Momentul maxim variază între 250 -370Nm, iar turația aferentă variază î ntre 1500 -3500rpm.
1.4 Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori ai modelelor similare
Principalii parametrii dimensionali pentru mod elele similare sunt prezentati în tabelul ce
urmează :
Tabel 1.5 Analiza principalilor parametrii dimensionali ș i masici [Surse 13…29]
Nr.crt. Marca La
[mm] la
[mm] Ha
[mm] L
[mm] Ef
[mm] Es[mm] Cf Cs Ma[kg]
1 Saab 4668 1762 1486 2675 1524 1506 1002 991 1495
2 Toyota 4750 1810 1480 2700 1550 1540 980 1030 1460
3 Citroen 4779 1860 1451 2815 1586 1557 1054 910 1540
4 Kia 4855 1860 1465 2805 1607 1614 965 1085 1515
5 Ford 4871 1852 1482 2850 1599 1595 936 1085 1524
6 Peugeot 4830 1828 1456 2817 1579 1552 1001 1012 1425
7 Hyundai 4570 1800 1450 2700 1549 1558 880 990 1450
8 Opel 4658 1814 1500 2685 1541 1551 974 999 1450
9 Renault 4632 1814 1443 2711 1577 1774 919 1002 1401
10 Volkswagen 4659 1778 1482 2651 1535 1538 898 1110 1395
11 Chevrolet 4597 1788 1477 2685 1544 1558 970 991 1460
12 FIAT 4532 1792 1497 2636 1542 1543 933 963 1270
13 Skoda 4483 1706 1461 2602 1463 1500 877 1004 1292
14 Seat 4482 1706 1461 2602 1463 1500 876 1004 1280
Legenda Tabel 1.5 :
La= lungime totală a automobilului;
la= lățimea totală ;
Ha= înălț ime;
L= ampatament;
Ef/Es= ecartament față /spate;
Cf/Cs= consola față /spate;
Ma= masa proprie.
Se observa din tabelul 1.5 c ă modelele similare au dimensiuni de gabarit aproximativ egale.
Pentru determinarea princip alilor parametrii dimensionali ș i masici ai automobilului impus
prin tema de proiect, parametrii analizați la studiul modelelor similare de automobile alese, se
13
poate utiliza metoda histogramelor. Eviden țierea distribuției valorilor parametrilor în funcție de
numărul de modele similare se realizează cu ajutorul subintervalelor de observare după cum
urmează .
Figura 1.16 Repartiția modelelor în funcț ie de lungime
Intervalul care cuprinde cele m ai multe modele similare se află î ntre 4630 -4720mm. Pentru
automobilul ce se va proiecta se alege o lungime de 4 660mm pentru o st abilitate la mersul
rectiliniu ș i in viraj, dar si pentru confortul pasagerilor.
Figura 1.17 Repartiția modelelor în funcție de lăț ime
Intervalul care cuprinde cele m ai multe modele similare se află î ntre 1780 -1820mm. Pentru
automobilul ce se va pro iecta se alege o laț ime de 18 00mm pentru o st abilitate la mersul
rectiliniu și in viraj, dar ș i pentru confortul pasagerilor. 012345
4450-4540 4540-4630 4630-4720 4720-4810 4810-4900Lungimea Automobilului [La]
01234567
1700-1740 1740-1780 1780-1820 1820-1860 1860-1900Latimea Automobilului [la]
14
Figura 1.18 Repartiția modelelor î n funcție de înălț ime
Intervalul care cuprinde cele m ai multe modele similare se află î ntre 1455 -1485mm. Pentru
automobilu l ce se va proiecta se alege o înalț ime de 14 80mm pentru o stabilitate mai bună ș i
pentru capacitati de trecere în tunele ș i pe sub orice pod.
Figura 1.19 Repartiția modelelor în funcț ie de ampatament
Intervalul care cuprinde cele mai multe modele similare se află î ntre 2650 -2700mm. Pentru
automobilul ce se va proiecta se alege o dimensiune pentru ampatament de 2720 mm pentru o
stabilitate mai bună ș i pentru a reduce tangajul, dar ș i pentru confortul pasagerilor. 0123456
1440-1455 1455-1470 1470-1485 1485-1500Inaltimea [Ha]
01234567
2600-2650 2650-2700 2700-2750 2750-2800 2800-2850Ampatamentul [L]
15
Figura 1.20 Repartiția modelelor în funcție de ecartamentul față
Intervalul care cuprinde cele m ai multe modele similare se află î ntre 1530 -1570mm. Pentru
automobilul ce se va proiecta se alege o dim ensiune pentru ecartamentul față de 1580 mm pentru
o stabilitate la mersul rectiliniu și în viraj și pentru a asigura spaț iul necesar pentru motor,
transmis ie, direcție, spații pentru bracarea roților ș i asa mai departe…
Figura 1.21 Repartiția modelelor în funcț ie de ecartamentul spate
Intervalul care cuprinde cele m ai multe modele similare se află î ntre 1500 -1575mm. Pentru
automobilul ce se va proiecta se alege o dimensiune pentru ecartament ul spate de 15 65mm
pentru o stabilitat e la mersul rectiliniu și în viraj ș i pentru confortul pasagerilor. 01234567
1450-1490 1490-1530 1530-1570 1570-1610Ecartament fata [Ef]
0246810
1500-1575 1575-1650 1650-1725 1725-1800Ecartament spate [Es]
16
Se observă că la toate modelele similare ecartamentul fa ță este mai mare decât ecartamentul spate, acest
lucru se face pentru o stabilitate mai bună.
Figura 1.22 Repartiția modelelor în funcție de consola față
Intervalul care cuprinde cele mai multe modele si milare se află î ntre 860 -980mm. Pentru
automobilul ce se va proiecta se alege o dimensiune pentru consola față de 940mm pentru o
stabilitate la mersul rectiliniu și in viraj ș i pentru a asigura spatiul necesar pentru motor,
transmisie, direcție, ș i asa mai departe…
Figura 1.21 Repartiția modelelor în funcț ie de consola spate 00.511.522.533.544.5
860-900 900-940 940-980 980-1020 1020-1060Consola fata [Cf]
0123456789
910-950 950-990 990-1030 1030-1070 1070-1110Consola spate [Cs]
17
Intervalul care cuprinde cele m ai multe modele similare se află î ntre 990 -1030mm. Pentru
automobilul ce se va proiecta se alege o dimensiune pentru consola spate de 1000 mm pentru o
stabilitate la mersul rectiliniu și în viraj și pentru spaț iul de portbagaj.
Figura 1.22 Repartiția modelelor în funcț ie de masa proprie
Intervalul care cuprinde cele m ai multe modele similare se află î ntre 1430 -1550kg. Pentru
automobilul ce se va proiecta se alege o masă de 1 450kg. Se consideră masa perso anei de
serviciu permanent la bord (conducă tor auto) de 75kg (În conformitate cu STAS 6926/1 -90) [1].
Pentru a determina masa totală (ma), se adaugă la masa proprie (m 0) și masa utila ( mu).
𝑚𝑎=𝑚0+𝑚𝑢 [𝑘𝑔] (1.1)
Pentru a calcula masa totală se consideră că î n automobil se află cinci persoane cu masa de 68kg
și masa bagajului fiecă rui pasager de 7kg. Pe langa bagajele pasage rilor se consideră o masă
suplimentară de bagaj de 100 kg pentru a se atinge masa maximă autorizată a automobilului.
Această masă suplimentară este distribuita uniform in tot volumul portbagajului.
𝑚𝑢=75+ (68+7)·𝑁+𝑚𝑏𝑠=475 [𝑘𝑔] (1.2)
𝑁- reprezintă numărul de locuri, în afară celui ocupat de sofer ;
𝑚𝑏𝑠- reprezintă masa bagajului suplimentar
𝐺𝑎=𝑚𝑢·0,981 =1850 ·0,981 ≅1814 ,85𝑑𝑎𝑁 => 𝐺𝑎=1815 𝑑𝑎𝑁 (1.3)
Unde, 𝐺𝑎 este greutatea automobilului la sarcina maximă admisă
Tabel 1 .6 Centralizarea dimensiunilor ș i maselor automobilului ce se proiectează :
La
[mm] la
[mm] Ha
[mm] L
[mm] Ef
[mm] Es
[mm] Cf
[mm] Cs
[mm] ma
[kg] Mu
[kg]
4660 1800 1480 2720 1580 1565 940 1000 1450 1850
0123456
1250-1310 1310-1370 1370-1430 1430-1490 1490-1550Masa proprie
18
Stabilirea dimensiunilor anvelopelor
Pentru a determina d imensiunile anvelopelor se iau î n considerare modelele similar e analizate
anterior, astfel î n tabelul de mai jos sun t prezentate modelele similare ș i simbolizarea acestora.
Tabel 1.7 Dimensiunil e anvelopelor modelelor similar e [Surse 13…29]
Nr.Crt. Automobil Simbolizarea pneului
1 Saab 235/45R17
2 Toyota 215/55 R17
3 Citroen 225/55 R17
4 Kia 215/60 R16; 215/55 R17
5 Ford 215/60 R16; 235/50 R17
6 Peugeot 215/60 R16
7 Hyundai 195/65 R15
8 Opel 215/55 R17
9 Renault 205/55 R16; 205/50 R17
10 Volkswagen 205/55 R16
11 Chevrolet 205/60 R 16, 215/50 R17
12 Fiat 225/45 R17
13 Skoda 185/60 R15
14 Seat 215/40R17
Din tabel se observă că toate automobilel e sunt echipate cu anvelope a că ror construcție e de
tipul radială, că șapte automobile au lățimea secțiunii de anvelopă de 215mm ș i zece au
diametrul jantei de 17 inch, iar trei automobile sunt echipate cu 215/55 R17 . Astfel pentru
automobilul ce va fi proiectat se alege urmă toarea dimensi une pentru anvelopă : 215/55 R17 .
Având în vedere că viteza automobilului impusă din proiect este de 200 km/h, viteza pentru
deplasarea î n pali er, se va adopta pentru anvelopă un indice de viteză corespunză tor vitezei de
210km/h, simbolizat cu litera H.
Caracteristicile principale ale pneului sunt:
– Simbolizarea anvelopei: 215/55 R17
– Lățimea secțiunii pneului: B u= 215mm
– Înăltimea anvelopei: H= 118,25mm
– Raportul nominal de aspect ρna= H/ Bu= 0,55 (1.4)
– Diametrul jantei: Dj= 17*25,4= 431,8mm (1.5)
– Diametrul exterior De= D j+2H= 668,3 mm (1.6)
– raza liberă, r 0 = 0.5* D e = 334,15 mm (1.7)
– Raza de rulare r r=
*r0= 311mm (1.8)
unde
este un coeficient de deformare, cu valorile,
=0.930..0.935; [1]
19
Având î n vedere modelele similare se alege o gardă la sol de 173mm pen tru o capacitate de
trecere bună chiar și câ nd automobilul este încă rcat.
Unghiul de atac conform modelelor sim ilare este aproximativ 14°, iar unghiul de degajare
este de 1 4° pentru capac ități de trecere pe orice drum public.
1.4.1 Analiza proporționalitaț ii dimensionale pentru automobilul proiectat
Figura 1.24 Linia de tendință a lungimii automobiului
Marea majoritate a modelelor similare au o bandă relativ redusă intre intervalul 4600 -4700mm.
Valoarea l ungimii automobilului ce urmează a fi proiectat este apropiată de marea majoritate a
valorilor modelelor similare.
Figura 1.25 Linia de tendința a lăț imii automobiului 4450450045504600465047004750480048504900
2550 2600 2650 2700 2750 2800 2850 2900La[mm]
L[mm]
Modele similare Dimensiune aleasa Poly. (Modele similare)
16801700172017401760178018001820184018601880
2550 2600 2650 2700 2750 2800 2850 2900la[mm]
L[mm]
Modele similare Dimensiunea aleasa Poly. (Modele similare)
20
Valoarea lăț imii automob ilului ce se va proiecta se află î n mar ea m ajoritate a valorilor
corespunză toare modelelor similar e.
Figura 1.26 Linia de tendință a înălț imii automobiului
Valoarea înălțimii automobilului ce urmeză a fi proiectat se află aproape de centrul intervalului.
Figura 1.27 Linia de tendință pentru masa proprie a automobiului
Dimensiunea aleasă se află aproximat iv la mijlocul liniei de tendință a modelelor similare.
14401450146014701480149015001510
2550 2600 2650 2700 2750 2800 2850 2900Ha[mm]
L[mm]
Modele similare Dimensiunea aleasa Poly. (Modele similare)
1000110012001300140015001600
2550 2600 2650 2700 2750 2800 2850 2900Ma[kg]
L[mm]
Modele similare Dimensiunea aleasa Poly. (Modele similare)
21
1.5 Predimensionarea formei ș i dimensiunile interioare
Aceste dimensiuni se pot clasifica în urmă toarele:
a) Organizarea ș i dimensiun ilor postului de conducere;
b) Amplasarea banchetelor ș i scaunelor pentru pasageri;
c) Dimensiu nile volumului util (portbagaj);
Dimen siunile postului de conducere ș i organizarea lui, amplas area scaunelor pentru pasageri ș i
dime nsiunile acestora se stabilesc și se verifică cu ajutorul manechinului bidimensional.
1.5.1 Organizarea ș i dimensionarea postului de conducere
Aceste dimensiuni de organizare a po stului de conducere trebuiesc să îndeplinească mai multe
condiții ergonomice, de vizibilitate ș i de confort
Se folosesc trei manechine diferite prin lungimile segmentelor piciorului l s pentru gamba ș i lt
pentru coapsă . Cele trei manechine sunt simboliza te prin procentajele 10, 50, 90. De exemplu,
semnificația acestui procentaj este urmă toarea: pen tru manechinu l cu procentaj 90 înseamnă că
dintr -un numă r de adulț i, 90% dintre ei au lungimile segmentelor l s si l t mai mici sau cel mu lt
egale cu lungimile corespunză toare acestei tipodimensiuni de manechin.
Tabel 1.8 Tipodimensionarea manechinului [7]
Tipodimensiunea
manechinului [%] 10 50 90
ls [mm] 390 417 444
lt [mm] 408 432 456
Pentru dimensionarea postului de conducere al automobilului ce se proiectează se adoptă
manechinul bidimensional 90%
Tabel 1.9 Dimensiunile postului de conducere [7]
Nr.Crt. Dimensiunea Limitele de
modificare Valoarea aleasă
1 Unghiul de înclinare spre înapoi, [⁰] 9-33 17
2 Distanța verticală de la punctul R la
punctul călcâiului, H z[mm] 130-320 278
3 Cursa orizontală a punctului R, H x [mm] min 130 200
4 Diametrul volanului, D [mm] 330-420 370
5 Unghiul de înclinare al volanului, [°]
(variabil) 10-70 15
6 Distanța orizontală între centrul volanului
și punctul călcâiului, W x[mm] 660-152 330
7 Distanța verticală între centrul volanului
și punctul călcâiului, W z[mm] 530-838 611
22
Tabel 1.9 Valorile medii recomandate pentru unghiurile poziției manechinului pe scaunul
conducătorului [7]
Unghiul [⁰] Dimensiuni Valoarea aleasă
α 20-30 93
β 60-110 127
γ 80-170 96
δ 75-130 50
Ɛ 84…124 120
Figura 1.28 Reprezentarea postului de conducere cu softul Autocad
1.5.2 Verificarea condiț iilor de vizibilitate
Pentru a stabilii condițiile de vizibilitate se pleacă de la analiza fiziologiei vederii. Soferul
așezat l a postul de conducere trebuie să aibe capacitatea de a observa toate informatiile
referitoare l a traficul de pe calea rutieră, dar trebuie să se țină cont si de informaț iile referitoare la
starea tehnică a automobilului afișate î n bord.
Aprecierea condiț iilor de vizibilitate se f ace cu ajutorul unui manechin aș ezat la postul de
conducere cu axa optică a ochilor orizontală spre direcția înainte. Pentru stabilirea î nceputului
zonei vitrate s -a pornit de la criteriile stabilite prin Directiva Consiliului European 77/649/EEC.
Astfel au f ost stabil ite punctele V1 si V2 corespunză toare pentru un manec hin mai î nalt si pentru
un manechin mai scund. Înclinarea spă tarului pentru definirea acestor puncte este de 25°. [30]
23
Pornind din punc tul R, punctele V1 si V2 au urmă toarele coordonate, po trivit regulamentului :
Tabel 1.10 Coordonatele punctelor V1 si V2
Puncul X[mm] Y[mm] Z[mm]
V1 68 -5 665
V2 68 -5 589
Figura 1.29 Vederea laterală a habitaclului ș i unghiurile de vizibilitate
Există trei unghiuri de vizibilitate în partea stangă a automobilului, u n punct situat la 8° in sus
față de axa din V1, un punct situat la 6° în jos față de axa din V2 ș i un punct situat la 17° lateral
spre stânga față de V1 (figura 1.30). În partea din dreapta, primele două puncte sunt identice, dar
în parte a din dreapta unghiul se măreș te la 20°.
Figura 1.30 Vederea de su s a habitaclului ș i unghiurile de vizibilitate
24
1.5.3 Amplasarea banchetel or și scaunelor pentru pasageri
Pentru stabilirea dimensiunilor interioar e ale habitaclului este necesară utilizarea
manechinelor pentru definirea spațiului util care să confere un confort sporit pasagerilor. Pentru
aceastea se are î n vedere faptul ca automobilul ce se proiectează are cinci locuri.
Pentru vederea laterală a automobilului, în partea din față se utilizează un manechin
pozitionat la volan, iar pe bancheta din spate se va așeză un manechin în poziția optimă de
confort (figura 1.29).
Pentru v ederea de sus a automobilului, în partea din față se va așeză doi manechini, unul la
postul de conducere, iar ce lalalt (pasagerul din dreapta) în poziț ie de conf ort. Î n partea din spate,
pe bancheta se pun trei manechine (pasagerii din spate); (figura1.30).
1.5.4 Dimensiu nile v olumului util (portbagaj)
Figura 1.31 Repartiția modelelor în funcț ie de capacitatea rezervorului de combustibil
Figura 1.32 Compar timentul portbagaj (Fiat Tipo) [13]
Având î n vedere volumul compartimentului portbagaj al modelelor similar e se apreciază un
volum egal cu 510 l pent ru automobilul ce se proiectează . 0123456789
370-415 415-460 460-505 505-550Capacitate portbgaj [l]
25
2 CAPITOLUL 2 . Studiul tehnic și economic al soluț iilor posibile pentru
(sub)ansamblul de proiectat. Alegerea justificată și definitivarea soluț iei
tehnice pentru (sub)ansamblul din tema de proiect
2.1 Bolțul
a) Studiul soluțiilor constructive pentru bolț
Bolțul es te de forma unui cilindru cav, însa, soluț iile constructive se deosebesc p rin masă,
rigiditate ș i fabricare.
Soluțiile constructive de bolț , din figura 2. 1, prin forma tubulară li se asigură o masă redusă.
Se observa că bolțul (a) are o secțiune constantă fiind o soluție tehnologică simplă . Din cauza
forțelor de inertie, grosimea pereț ilor se reduce la minimum de 2…5mm, astfel peretii sunt
subțiri și la motoarele cu tur ații ridicate există posibilitatea ca acesta să se rupă longitudinal. Însă
la motoarele cu aprinde re prin comprimare, la care bolțul se fabrică cu pereț i groși de 8…13mm,
bolțul se rupe mai des transversal. Soluția (b) oferă o rigiditate mai bună a bolțulu i, dar ș i o
dificultate mai mare la tehnologia de fabricare. Din cauza faptului că în secțiunea centrală a
bolțului se obține deformatia maximă de î ncovoier e și ovalizarea se produce tot în zona centrală,
există soluții pentru creșterea rigidității, aceast a se obține prin prelucrare cilindrică î n trep te a
suprafetei interioare (c) și (d), fiind benefic ș i pentru solicită rile de forfecare. [4]
Figura 2. 1 Forme constructive de bolț [4]
26
b) Metode distincte de montare
Îmbinarea prin joc se realizează prin trei metode distincte de montaj:
1) bolț fix în piston și liber î n piciorul bielei;
2) bolț fix în piciorul bielei și liber î n piston;
3) bolț flotant.
Figura 2. 2 Procedee de montaj al bolțului î n piciorul bielei [4 ]
1) Metoda montarii bolțului fix în piston și liber în bielă
– elimină deplasarea axială a acestu ia deoarece este fixat în ș urub;
– această metodă produce o concentrare mare de tensiuni la marginile g ăurii;
– masa acestuia se mareș te;
– se complică construcția pistonului ș i numărul de rebuturi se măreș te;
Soluția aceasta nu se montează pe autovechicule.
2) Metoda montării bolțului fix în piciorul bielei și liber î n umerii pistonului se realizează
prin secț ionarea parț ială a piciorului bielei și apoi prin strângerea îmbinării cu șurub.
Metoda se realizează prin fretare la motoarele mici sau prin fixare cu prezoane î n cazul
motoarelor diesel mari.
Avantajele:
– deplasarea axială e asigurată
– se reduce lungimea de spr ijin în piciorul bielei;
– nu necesită ungere, bolț ul fiind fix;
– se mărește suprafata portantă din u meri pentru a mi cșora tensiunea de încovoiere a
bolțului;
27
Dezavantaje:
– necesitatea montării libere î n umerii pistonului chiar de la montaj. La dimensiuni mari ale
motoarelor solicitările prin șoc sunt puternice ți rezultă o uzare prematură .
Așadar, această metodă este î ntalnită la mo toare cu alezaje mici (<100mm) ș i la motoare cu
aprindere prin scâ nteie, mai rar la motoare cu aprindere prin comprimare.
3) Metoda m ontării bolțului flotant reprezintă o soluție răspândită
Avantaje:
– reducerea uzării bolț ului din umerii pistonului;
– Acesta la câteva cicluri motoare face o mișcare de rotație completă, cee a ce înseamnă că
uzările sunt distribuite uniform ș i sunt mai mici;
– Exită ungere în piciorul bielei, dar și î n umerii pistonului;
Dezavantaje:
– Asigurarea bolțului îm potriva deplasă rii axiale
Pentru acest dezavantaj există solutii. Metoda cea mai raspândită constă î n fixarea unor inele de
siguranță în șanțurile practicate în locaș urile din pisto n (fig2.2, a). Inele de siguranță împiedică
trecerea frontală uleiului pe s uprafețele bolțului din locaș. Acest dezavantaj se înlătură prin
intermediul unor capace (b) sferice la exterior, confecționate din material ușor ș i moale (aliaj de
Al sau Mg). [4]
Figura 2. 3 Soluții pentru împiedicarea deplasării axiale a bolț ului. [4]
28
2.2 Biela
Biela este componenta mecani smului motor care transmite forț a de presiune a gazelor de la
piston la arborele cotit și transformă miș carea de translație a pistonului în mișcare de rotaț ie a
arborelui cotit.
Biela este compusă din trei parț i (figura 2.4): piciorul bi elei (1) fiind partea articulată cu
bolțul; capul bi elei (2) fiind partea articulată cu manetonul arborelui cotit; iar partea centrală se
numeș te corpul bielei (3).
Figura 2. 4 Parțile componente ale bielei [4 ]
a) Construcț ia piciorului bielei
Piciorul bielei se construiește rigid (figura 2.5) dacă bolțul este flotant sau fix î n umerii
pistonului. Piciorul este cilindric (a) la motoarele rapide, iar în picior se montează o bucșă
atifricț iune.
În piciorul bi elei exista locaș uri pentru acumularea uleiului. La varianta (b) : se prelucreaza un
canal 2 bucș ele turnate; e chiparea piciorului cu doua bucșe, î ntre care se acu mulează un spațiu de
acumulare 3; înzestrarea bucșelor cu șanț uri 4. Ulei ul poate fi transmis printr -o tăietură din
partea superioară a piciorului (c). Pentru MAC navale semirapide se utilizează forma (d, e f). La
MAC p uternic solicitate se utilizează forma (g, h, i). [11]
29
Figura 2.5 Construcția piciorului bielei în care bolț ul este liber [11 ]
Când bolțul este fix în piciorul bielei și se aplica montajul cu strângere, sau dacă se folosește
un șurub pana (figura 2.6,a), acesta se construiește rigid. Se întâlnesc și construcț ii elastice , la
care piciorul are o fantă, iar bolțul este strâns c u șurub perpendicul ar pe ea. Fanta poate fi plasată
în partea inferioară a picioru lui (b) sau lateral (c), asigurând simetria construcției; la a doua
soluț ie, în picior este de obicei o nervură de rigidizare 1. [11]
Figura 2.6 Construcț ia piciorului bi elei în care bolț ul este fix [11 ]
b) Construcț ia corpului bielei
Secțiunea transversal ă a corpului bielei este solicitată la flambaj. Această solicitare apare
atât în planul de miș care al mecanismul ui motor, î n care biela se constituie ca grindă arti culată la
capete, cât ș i in planul perpendicul ar pe cel precedent (planul de încastrare), în care biela
reprezintă o grindă încastrată la capete.
30
Când secț iunea are forma de I (figura 2.4) asigură o bună rigiditate bielei, la o masă relativ
mică. Sec țiunea transversală a corpului bielei (figura2.10) are forma de I (a) la motoare rapide,
semifabricatul fiind matritat.
Atunci când ungerea bolț ului pistonului este sub presiune, uleiul este vehiculat p rintr-un
canal găurit în centrul inimii, care e ste îngroș at la exterior (b) sau nervurat (c); î n alte cazuri
canalul este excentric (d).
Corpul bielei are secț iune circular ă constantă (e) la motoare lente, mari, și la unele motoare
rapid forț ate. Corpul poate fi prevazut cu canal de ulei (f); uneori, canalu l are diametru mare,
astfel secțiunea devenind inelară (g) pentru a mi cșora masa bielei.
La motoarele de putere redusă, pentru motociclete și ambarcaț iuni mici, au biele cu corp de
secțiue dre ptunghiulară (i), sau mai rar, î n cruce (j). [11]
Figura 2.7 Forme ale secți unii transversal e a corpului bielei [11 ]
c) Construcț ia capului bielei
Cea mai convenabilă soluț ie din punct de verere al fabrică rii este separarea capului de partea
superioară a capulu i după planul perpendicular pe axa bielei ( figura 2.4 ). Ca ș i piciorul bielei,
capul ei es te lagat cu corpul printr -o zonă de racordare.
Se impune limitarea gro simii peretelui capului bielei întrucâ t diametrul fusului maneton este
mare, și implicit se mai i mpune limiatrea a gabari telor lui; aceasta conditionează traiectoria de
mandolină 1 ( figura 2.8 ) a punctelor extreme ale cap ului, de care depinde configurația carterului
în plan transversal, și trebuie să permita bielei articulate cu pistonul să treacă pr in cilindru,
usurând montarea ș i demontarea.
31
Figura 2.8 Influenț a traiectoriei de mandolin ă 1 asupra configuraț iei carterului [11]
Gabarite mai scăzute se obțin atunci când se alege o valoare mai mică a distantei l c dintre
axele șuruburilor de asamblare a capului ( figura2.9 ). În acest scop grosimea minimă a peretelui
interior al capului se reduce l a 1…1,5mm (a) sau este eliminată, șuruburile pătrunzând ă n carcasa
cuzinetului (b). Deoarece muchia suprafetei de așezare a capului șurubului crează concentrare de
tensiuni, care pot genra fisuri (c), se recurge la racordare a muchiei (a, b) sau se practică o
scobitură de descărcare (d). Partea superioară a capului bielei este prevazută de obicei cu un
orificiu, care proiectează pe cililindru uleiul nece sar ungerii (e). [11]
Figura 2.9 Detalii constructive la capul bielei [11 ]
32
Capul este construit separat de corp, la motoarele mari cuprinzând o parte superioară și
capacul, asamblate de regulă cu aceleași ș uruburi ( figura 2.10 ).
Figura 2.10 Separa rea capului bielei de corpul ei [11 ]
La motoarele MAC supraalimentate, încărcările ridicate, împlică construirea fusurilor
arborelui cotit la diametre mari. De aici au drept consecință a asigurării rigiditaț ii necesare
capului bielei, rezultă gabarite ale acestuia ce depașesc alezajul cilindrului. Dintre alte soluț ii
(figura 2.11 ), este mult raspândită separarea capului după un plan înclinat față de axa b ielei, cu
un unghi de 30°…60° măsurat de la axa în sensul de rotaț ie al manivelei; șuruburile s unt
solicitate numai axial, forș a din planul de separare fiind preluata de danturi tri unghiulare (a),
praguri de descărcare (b, c) sau bucșe centrate (d). Alta soluț ie recurge la separar ea capului bielei
de corp limitând corespunză tor dimensiunile acestuia (e) . La motoarele rapide de putere înală, se
practică separarea capacului bielei perpendicula r pe axa ei (f). Se mai aplica soluț ia la c are
capacul bielei are doua jumătați ăn formă de arce de cerc (g). [11]
Figura 2.11 Construcț ii care as igură trecerea bie lei prin cilindru [11]
33
2.3 Arhitectura generală a mecanismului motor
Funcț iunile si stemului de alimentare sunt următoarele: să asigure stocarea unei cantităț i de
combustibil la bordul automobilului pentru asigurarea unei autonomii de câ teva sute de km, să
asigure introducerea î n camera de ard ere a unei doze de combustibil în corelație cu regimul de
funcț ionare al motorului, introducerea doze i de combustibil să se facă în momentul optim, să
asigure o orientare optimă a jetului de combustibi l în camera de ar dere în concordantă cu
geometria acestuia și cu mișcarea organizată a aerului din interiorul acesteia. [10]
Acest sistem de alimentare, în present, este întâ lnit la majoritatea automobilelor c u aprindere
prin comprimare. Având î n vedere ca toate model ele similare prezentate sunt ech ipate cu acest
sistem, se adoptă ș i pent ru automobilul ce se proiectează acelaș i tip de sistem cu rampa comuna.
Avantajul sistemelor de injecție cu rampă comună în comparație cu sistemele de injecț ie cu
elemente î n lini e sau cu distribuitor rotativ constă în faptul că presiunea de injecție nu depinde de
turația ș i sarcina motorului.
La sistemul cu rampă comună injecția se realizează direct î n camera de ardere, care se gasește
în piston. Pulverizarea combustibilului se realizează cu ajutorul injectoarelor, spec ific motoarelor
diesel cu injecție directă sunt presiunile mari de injecș ie.
Figura 2.12 Geometria camerei de ardere [33]
Forma capului pistonului este una specifica motoarelor diesel, came ra de ardere fiind prevazută
în capul pistonului. Cea mai întalnită formă a camerei de ardere este î n forma literei omega 𝜔.
Figura 2.12 Sistem de injecție directă î n camera de ardere [32]
34
Mototul cu aprindere pr in comprimare poate fi echipat și cu sistem de injecție indirectă , unde
combustibilul este injectat în camera divizată .
Figura 2.13 Sistem de injecție indirectă cu camera de vâ rtej [31]
Pe cursa de comprimare aerul intra în camera de vâ rtej, astfel combu stibilul injectat se
vaporizează rapid ș i se produce arderea care se propagă î n restul aerului din cilindru.
Figura 2.14 Sistem de injecție cu camera separată de pre -ardere [31]
Aprinderea se inițiază în precameră și apoi se propagă în cilindru și are loc arderea propriu zisă .
Aceste sisteme de i njecție indirectă se î ntalnesc la motoarele mici.
35
2.4 Definitivarea soluț iei tehnice pentru ansamblul proiectat
Pentru bolțul ce se proiectează se alege soluția în care forma bolțului este tubulară cu o
secțiune constantă. deoarece i se asigură o masă redusă și implicit forțele de inerție dezvoltate de
bolț sunt mai mici, prezentând și o soluție tehnologică simplă (figura 2.1, a).
Se alege montarea bolțului flotant ș i fixarea lui cu inele de siguranță deoarece are o multitudine
de avantaje (prezentate la capitolul 2.1) ș i fiind ce a mai raspandita solutie actuală (figura 2.2 c ș i
d, respectiv figura 2.2).
Construirea piciorulu i bielei se face rigid pentru că s -a ales un bolț flotat, forma piciorul ui
bielei fiind cilindrică specifică motoa relor rapide ca cel din tema de proiect (figura 2.5 a).
Construcția corpului bielei se alege în formă de I, pentru că are o rigi ditate bună în planul de
oscilație și o masă scazută și totodată fiind specific motoarelor rapide. (figura 2.7 a)
Din pun ct de vedere al semifabricatului corpul bielei și capacul se obțin împreună, dupa care
se separă prin spargere. Se practică separarea capacului bielei perpendicular pe axa ei, fiind
specif ic motoarelor rapide de putere înaltă . (figura 2.11 f).
Se adopt ă sistemul cu rampă comună , fiind specific motoarelor moderne și se adoptă
geometria camerei de ardere de tip omega 𝜔 (figura 2.12)
36
3 CAPITOLUL 3 . Proiectarea generală a (sub)ansamblului din tema de
proiect
3.1 Determinarea parametrilor necesari calculului r ezistentelor la î naintare
3.1.1 Determina rea coeficientului de rezistentă la rulare a pneurilor
Rezistenț a la rulare depinde de mai m ulți factori cum ar fi construcț ia pneului, viteza de
deplasare, presiunea din pneu, încă rcarea pneului, momentul aplicat roții, etc.
Coeficientul de rezistență la rulare se poate det ermina experimental pe baza urmă toarei
formule:
𝑓(𝑉)=𝑓0+𝑓01∙𝑉+𝑓02∙𝑉2 (3.1)
unde – 𝑓0 reprezintă coefi cientul de rezistență la rulare la viteză mică;
– 𝑓01[h/km ] și 𝑓02 [h2/km2] coeficienți de influență ai vitezei.
Avănd în vedere că pneul pentru automobilul de proiectat este de tip radial cu secțiune
joasă, ecuația coeficientului de rezistenț ă la rulare este:
𝑓′(𝑉)=1.6110 ∙10−2+1.0002 ∙10−5∙𝑉+2.9152 ∙10−7∙𝑉 (3.2)
Pentru a determina variația coeficientului la rulare în funcț ie de vi teza automobilului se
utilizează graficul din figura de mai jos, în care se ține cont de tipul construcției pneului și
indicele de viteză al acestuia. Graficul este destinat pentru pentru tipul de pneu radial și indicele
de viteză H, corespunză tor vitezei de 210km/h.
Figura 3.1 Influenț a vitezei asu pra coeficientului de rezistență la rulare [12]
37
Pe baz a figurii 3.1 s -a ales o curba în urma că reia s-a calculculat linia de tendinț a
Figura 3.2 Linia de tendință a coeficientului de rezistență la î naintare
În urma graficului prezentat în figura 3.2 a rezultat următoarea ecuaț ie:
𝑓(𝑉)=0.0102 +2∙10−5∙𝑉+6∙10−8∙𝑉2 (3.3)
Tabel 3.1. Valo rile coeficientului de rezistență la î naintare la diferite viteze de deplasare
V[km/h] f[-] V[km/h] f[-]
0 0.0102 130 0.0138
10 0.0104 140 0.0142
20 0.0106 150 0.0146
30 0.0109 160 0.0149
40 0.0111 170 0.0153
50 0.0114 180 0.0157
60 0.0116 190 0.0162
70 0.0119 200 0.0166
80 0.0122 210 0.0170
90 0.0125 220 0.0175
100 0.0128 230 0.0180
110 0.0131 240 0.0185
120 0.0135
y = 6E -08×2+ 2E -05x + 0.0102
00.0020.0040.0060.0080.010.0120.0140.016
0 50 100 150f[-]
V [km/h]f[-]
Poly. (f[-])
38
Figura 3.3 Influenț a vitezei as upra coeficientului de rezistență la rulare
În figura de mai sus este reprezentată varia țiile coeficientului de rezistență la înaintare f si f’ în
funcț ie de viteza automobilului calc ulate cu formulele 3.2 si 3.3. În calculele urmă toare se va
folosi coefic ientul de rezistență la înaintare f corespunză tor formulei 3.3 deoarece informatiile
referitoare la pneuri sunt mai actualizate.
3.1.2 Determin area coeficientului de rezistență al aerului
Determinarea ariei sectiunii transversal e (aria frontală autovehiculului )
Aria secț iunii transversale ma xime A sau, mai exact, aria proiecț iei frontale a autovehiculul ui se
obține prin:
– planimetrarea conturulu i delimitat din vederea din față a desenului de ansamblu;
– calculul cu relaț ia:
𝐴=𝐶𝑓∙(𝐻𝑎−ℎ𝑏)∙𝑙𝑎+𝑁𝑝𝑛∙ℎ𝑏∙𝐵𝑢 [𝑚2] (3.4)
unde 𝐵𝑢- lățimea secț iunii anvelopei;
ℎ𝑏- înălțimea margin ii inferioare a barei de protecție față de cale;
𝑙𝑎- lățimea automobilului;
𝑁𝑝𝑛- numă rul de pneuri ;
𝐶𝑓 – coeficient de formă (0.89 pentru autoturisme)
𝐴=0.89∙(1,480 −0,166 )∙1,8+2∙0,166 ∙0,215 =2,176 𝑚2
Determinarea ariei secț iunii transversale maxime prin planeitatea conturulu i delimitat din
vederea din față a dese nelui de ansamblu s -a realizat î n programul Auto cad pentru o exacti tate
mai bună, așadar î n calculele viitoare aceasta valoare se va folosi. V aloarea rezultată din autocad
este de 2,154 𝒎𝟐.
0.00000.00500.01000.01500.02000.02500.03000.0350
0 50 100 150 200f[-]
V[km/h]f[-]
f'[-]
39
Determina rea coeficientului de rezistență al aerului
Având în vedere că o mare parte din rezistența aerului este produsă de caros erie, coeficientul de
rezistență al aerului este influențat de aria secț iunii transversale.
Tabelul 3.2 Valorile medii ale coeficientului de rezistență al aerului
Tip Automobil A [m2] Cx
Automobil cu caroserie inchisa 1,6 – 2,8 0,30-0,50
Pentru a determina valoa rea coeficientului de rezistență al aerului se va analiza câteva modele
similare ale căror caroserie este asemănă toare cu automobilul ce se va proiecta.
Figura 3.4 Toyota Avensis – Cx=0,29 [28]
Figura 3.5 Skoda Rapid – – Cx=0,298 [27]
40
Automobilul ce se proiectează are o caroserie închisă cu o a rie trasnversală de 2,15 4 𝑚2,
conform valorilor din tabel valorile lui cx aparțin intervalului 0,30…0,50. Având î n vede re
automobilul ce se proiectează are o caroserie asemănă toare modelelor simil are prezentate mai
sus se adoptă un coeficient de rezist ență al aerului Cx=0,30 .
3.1.3 Calculul puterilor necesare învingerii rezistențelor la î naintare
În timpul deplasării autovehiculului există mai multe tipuri de rezistențe la înaintare: rezistența la
rulare, rezistența la pantă, rezistența la demarare și rezistenț a aerului, astfel se poate scrie
formula:
∑=𝑅𝑟𝑢𝑙+𝑅𝑝+𝑅𝑑+𝑅𝑎 (3.5)
Rezistențele la î naintar e se vor calcula la deplasarea în palier fără vânt și cu o viteză
cvasiconstantă de unde rezultă că : 𝛼𝑝=0→𝑅𝑝=0 si 𝑑𝑣
𝑑𝑡=0 →𝑅𝑑=0; Așadar, ecuaț ia
devine:
∑=𝑹𝒓𝒖𝒍+𝑹𝒂 (3.6)
Rezistenț a la rulare 𝑅𝑟𝑢𝑙=𝑓(𝑉)∙𝐺𝑎∙cos(𝛼𝑝) [daN]
Rezistenț a aerului 𝑅𝑎=𝑘∙𝐴∙𝑉𝑥2
13 [daN]
în care k este coeficientul aerodinamic (k=0.06125 ∙𝑐𝑥)
𝑉𝑥 este viteza relativa a aerului față de automobil 𝑉𝑥=𝑉+𝑉𝑉 (𝑉𝑉=0) (3.7)
𝑉𝑣 este viteza vâ ntului ( 𝑉𝑣=0).
Ga este greutatea automobilului la sarcina maximă
Puterea necesara învingerii rezistenț ei la rulare:
][360kwV RPrul
rul (3.8)
Puter ea necesara învingerii rezistenț ei aerului :
][360kwVRPa
a (3.9)
Suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la î naintare : ∑P =
rulP +
aP (3.10)
41
Tabel 3 .3 Valorile puterilor necesare învingerii rezistențelor la î naintare
V[km/h] Prul[kW] Pa[kW] Ptotal[kW] V[km/h] Prul[kW] Pa[kW] Ptotal[kW]
0 0 0 0 130 9.05 18.58 27.63
10 0.52 0.01 0.53 140 10.01 23.21 33.21
20 1.07 0.07 1.14 150 11.00 28.54 39.55
30 1.64 0.23 1.87 160 12.05 34.64 46.69
40 2.24 0.54 2.78 170 13.14 41.55 54.69
50 2.86 1.06 3.92 180 14.29 49.32 63.61
60 3.51 1.83 5.34 190 15.49 58.01 73.49
70 4.20 2.90 7.10 200 16.74 67.66 84.40
80 4.91 4.33 9.24 210 18.05 78.32 96.37
90 5.67 6.17 11.83 220 19.41 90.05 109.47
100 6.45 8.46 14.91 230 20.84 102.90 123.74
110 7.28 11.26 18.54 240 22.33 116.91 139.24
120 8.15 14.61 22.76
Figura 3.6 Variaț ia puterilor n ecesare învingerii rezistențelor la înaintare în funcț ie de
viteza automobilului
020406080100120140160
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240Prul, Pa, Ptotal[kW]
V[km/h]Prul
Pa
Ptot
42
3.1.4 Determinarea randamentului transmisiei
Randamentul transmisiei este influențat de tipul trans misiei, tipul angrenajelor, lagărelor,
articulaț iilor etc.
Astfel alegerea randamentului se face în urma recomandărilor pe baza unor determină ri
experimentale de specialitate => ηt=95%
3.2 Predeterminarea caracteristicii la sar cină totală a motorului din condiț ia de atingere
a vitezei maxime la deplasare a în palier
Prin tema de proiect se impune o valoare a vitezei maxime a atutomobilului (Vmax= 20 0km/h),
la deplasarea acestuia î n treapta de viteze cea mai rapidă (priza directa sau echivalentul ei), în
palier. Viteza maximă se stabileș te pe un drum orizontal, cu v iteza vântului neglijabilă , iar la
𝑉𝑚𝑎𝑥, nu mai este posibilă accelerarea automobilului ș i nu se va mai consuma putere pentru
accelelare.
Viteza maximă reprezintă cea mai mare viteza cu care automobilu l pargurge o distanta de un
km în treapta coresp unză toare din transmisie. Modul de lucru: automobilul trebuie pregătit
(automobilul să fie echipat comp let conform caietului de sarcină), se accelerează, se selectează
treapta corespunză toare 𝑉𝑚𝑎𝑥, pedala de accelerație este complet și se stabilizează acest regim ș i
se pargurge tra seul, după care se lasă pedala de acelelație liberă și se rulează pentru răcire.
Măsurătorile se fac în ambele sensuri, de cel puțin două ori, din cauza vântului ș i pentru a evita
abaterile de la orizontalitate ale drumului.
Bilanț ul de putere este:
d a p rul t r PPP PP P
(3.11)
– pentru
maxVV , rezultă că
0dtdv și deci
0dP
– pentru 𝛼𝑝=0, rezultă
0pP
Relaț ia devine:
13cos ) (36013
max
max max0 maxVAkV G Vf Pp a V t
(3.12)
43
Se va determ ina puterea motorului corespunză toare vitezei maxime:
][83,8813200 154,230,0 06125,01 1815 0166,036095.020013cos ) (360
22
max
maxmax
max0 max
kw PVAkG VfVP
Vp a
tV
(3.13)
Predeterminarea c oeficienților de adaptibilitate ș i elasticitate ai motorului
Se alege tipul motorului ș i se adoptă valorile pentru coeficinții de adaptibilitate (c a) și elasticitate
(ce) folosi nd urmă toarele formule:
paMMcmax
și
pM
enn
cmax unde, (3.14)
–
maxMeste valoarea momentului maxim dezvoltată de motor:
–
pM este valoarea momentului la turația de putere maximă;
–
maxMn este turația corespunzătoare momentului maxim;
–
pneste turația corespunzătoare puterii maxime.
Pentru turația de putere maximă și pentru turația de moment maxim s -a ținut c ont de mod elele
similare și s -au ales urmă toarele valori:
min]/[2100
maxrot nM
min]/[4000 rot np
Turația minimă la mers încet în gol:
𝑛𝑚𝑖𝑛 ≅0,2∙𝑛𝑝 𝑟𝑜𝑡/𝑚𝑖𝑛 (3.15)
𝑛𝑚𝑖𝑛 =0.2·4000 =800 rot/min
Turația maximă:
𝑛𝑚𝑎𝑥 ≅(1,05…1,12) 𝑛𝑝=1,05·4000= 4200 rot/min (3.16)
Cu valorile corespunazătoare turațiilor de mai sus se calculează coeficienții de
adaptibilitate ș i elasticitate:
𝑐𝑒=2100
4000=0,525
44
𝐶𝑎=1.5−0.5∙𝑐𝑒=1.23 (3.17)
Figura 3.7 Repa rtiția modelelor similare în funcț ie de coeficientul de adaptibilitate
Figura 3.8 Repartiția modelelor similare în funcț ie de coeficientul de elasticitate
Cunoscând valorile coeficienților de aptabilitate și de elasticitate se calculează valorile
coeficienșilor de formă :
𝛼=𝑐𝑒2−𝑐𝑎∙(2∙𝑐𝑒−1)
(1−𝑐𝑒)2 = 0.947 (3.18)
𝛽=2∙𝑐𝑒∙(𝑐𝑎−1)
(𝑐𝑒−1)2= 1,108 (3.19)
024681012
0.375-0.425 0.425-0.475 0.475-0.525 0.525-0.575Numarul de automobile
IntervaleCe
0123456
1.03-1.13 1.13-1.23 1.23-1.33 1.33-1.43Numarul de automobile
IntervaleCa
45
𝛾=𝑐𝑎−1
(𝑐𝑒−1)2= 1,055 (3.20)
𝛼′=2∙𝑐𝑒2−3∙𝑐𝑒+𝑐𝑎
(𝑐𝑒−1)2=0.95 (3.21)
𝛽′=3−2∙𝑐𝑎−𝑐𝑒2
(𝑐𝑒−1)2= 1,1 (3.22)
𝛾′=2−(𝑐𝑒+𝑐𝑎)
(𝑐𝑒−1)2= 1,05 (3.23)
Se adoptă o valoare ( 0.9…1.0 MAC) pentru marimea raportată :
90.0
981,0 90.03 ' 2 ' '
ff
(3.24)
Se calculează puter ea efectivă maximă a motorului:
][55,90981.083,88max
maxmax
max, kwfP
nnfPPV
pVV
e
(3.25)
Mode larea caracteristicii la sarcină totală a motorului se face prin relația analitică :
3 2
' max,' 'p p penn
nn
nnPP
(3.26)
𝛼, 𝛽, 𝛾 – 𝑝𝑒𝑛𝑡𝑟𝑢 𝑛≤𝑛𝑚𝑒𝑑
𝛼′, 𝛽′, 𝛾′ – 𝑝𝑒𝑛𝑡𝑟𝑢 𝑛>𝑛𝑚𝑒𝑑
sau, sub o forma simplificată
ppnnf PPmax
(3.27)
Funcția
pf definește caracteristica la sarcină totală raportată și depinde de tipul și de
particula ritățile constructive ale motorului.
Caracteristica de moment se va determina cu relatia:
𝑀=955 .5∗𝑃
𝑛 [𝑑𝑎𝑁𝑚 ] (3.28)
46
Tabel 3.4 Valorile puterilor ș i moment ului motorului la diferite turaț ii
n
[rot/min] P[kW] M
[daNm]
800 20.4 24.4
1000 26.2 25.1
1200 32.2 25.6
1400 38.2 26.1
1600 44.3 26.4
1800 50.2 26.7
2000 56.0 26.8
2100 58.9 26.8
2200 61.6 26.8
2400 66.9 26.6
2600 71.9 26.4
2800 76.4 26.1
3000 80.4 25.6
3200 83.9 25.0
3400 86.7 24.4
3600 88.8 23.6
3800 90.1 22.7
4000 90.6 21.6
Pentru calc ulul puterii ș i momentului s -au folosit formulele 3.26 si 3.28
Figu ra 3.9 Caracteristica la sarcină totală a motorului 0102030405060708090100
0 1000 2000 3000 4000 5000Puterea[kW] si Momentul [daNm]
n[rpm]P
M
47
În figura 3.9 este reprezentată variația puterii și momentului în funcție de turația motorului. Se
poate observa intervenț ia regulato rului de turație, prin scăderea bruscă a puterii si momentului.
Bilanț ul de puteri
Se determină raportul de transmitere al transmisiei principale:
𝑖0=0,377 ·𝑟𝑟·𝑛𝑚𝑎𝑥
𝑉𝑚𝑎𝑥=2.46 (3.29 )
Viteza maximă se obține î n treapta a cincea 𝑖𝑠𝑘=0,98
𝑉𝑝=0.377 ⋅𝑟𝑟⋅𝑛𝑝
𝑖0⋅𝑖𝑠𝑘 (3.30 )
Se determină:
𝑃𝑟=𝜂𝑡·𝑃𝑒𝑚𝑎𝑥∙[𝛼′∙𝑉
𝑉𝑝+𝛽′∙(𝑉
𝑉𝑝)2
−𝛾′∙(𝑉
𝑉𝑝)3
] (3.31)
Figura 3.10 Bilanț ul de puteri
Momentul atinge rii vitezei maxime este dat de întâlnirea curbei rezistențelor la î nainare cu cea de
putere
0102030405060708090100
0 50 100 150 200 250Pr[kW]
V[km/h]Pr
Prez
Vmax
48
3.3 Capitolul 3.3 Calculul termic
3.3.1 Calculul procesului de admisiune
Valori uzuale:
𝑝𝑜= 1 𝑏𝑎𝑟 (presiunea atmosferică);
𝑇𝑜=298 𝐾 (temperatura mediului ambiant) [3];
𝑘 = 1,4 (coeficentul adiabat) [3];
𝑝𝑠= 0,18 𝑀𝑃𝑎 (presiunea de supraalimentare);
𝑚 =1,8…2 [3] (co eficient politropic) se adoptă , m=1,9;
𝑇𝑔=(600 …900 𝐾) se adoptă , 𝑇𝑔=800 𝐾
ε = 16,5 (raportul de comprimare ales mai jos);
Figura 3.11 Variatia raportului de comprimare pentru modelele similare
Se adoptă un raport de comprimare pe baza studiul ui modelelor similare ε = 16,5 deoarece este
cel mai des întâ lnit la modelele similare.
Temperatura de pătrundere în camera de ardere a încărcăturii proaspete este:
𝑇𝑠′=𝑇𝑠+∆𝑇=341𝐾 (3.32 )
∆𝑇 = 5…10𝐾, gradul de încălzire al încărcăturii proaspete pentru un MAC supraalimentat,
se alege ∆𝑇 = 8K;
01234567
15,7-15,9 15,9-16,1 16,1-16,3 16,3-16,5Numarul de automobile
IntervaleRaportul de comprimare Ɛ
49
În momentul în care încarcatura proaspătă intra î n cilintru, ca urmar e a contacului cu
suprafețele camerei de ardere, se răcește ș i devine:
𝑇𝑠=𝑇0∙(𝑝𝑠
𝑝0)(𝑚−1
𝑚)
−∆𝑇𝑟ă𝑐𝑖𝑟𝑒 =333 𝐾 (3.33 )
La presiuni mai mari de 1,5 bari tempe ratura aerului de admisiune depăș ește 50 -60°C și este
indicată racirea aerului înainte de intrarea î n motor. Reducerea temp eraturii cu 10°C conduce la
creșterea puterii motorului cu 2,5 -3%, reducerea consumul ui de combustibul cu 1,5%, dar și la o
temperatură mai mică a procesului de ardere. [5]
∆𝑇𝑟ă𝑐𝑖𝑟𝑒 =20…90K coeficientul de racire al încărcăturii proaspete în intercooler, se alege
∆𝑇𝑟ă𝑐𝑖𝑟𝑒 = 60k
Presiunea gazelor este:
𝑝𝑔=1.07∙𝑝𝑠=0,19𝑀𝑃𝑎 (3.34 )
𝑝𝑔
𝑝𝑠=1,01…1,07 [27]
Presiunea de la sfârșitul procesului de admisie:
𝑝𝑎=0.91∗𝑝𝑠=0,16𝑀𝑃𝑎 (3.35 )
𝑝𝑎/𝑝𝑠=0,86…0,93 [27]
Coeficentul de umplere este dat de relația:
𝜂𝑣=𝑝𝑎∙(𝜀+(𝑘−1)∙(𝜀−1))−𝑝𝑔
𝑝𝑠∗(𝜀−1)∙𝑘∙𝑇𝑠′
𝑇𝑆=0,879 (3.36 )
Conform literaturii de specialitate 𝜂𝑣=0,75…0,92, valoarea calculată încadrându -se în acest
interval.
Coeficientul de gaze arse reziduale:
𝛾=𝑝𝑔
𝑝𝑠∙1
𝜂𝑣∙1
𝜀−1∙𝑇𝑠
𝑇𝑔=0,029 (3.37 )
Conform literaturii de specialitate 𝛾=0,1…0,3, valoarea calculată încadrându -se în acest
interval.
Temperatura la sfârșitul procesului de admisiune este:
𝑇𝑎=𝑝𝑎
𝑝𝑠∙1
𝜂𝑣∙𝜀
𝜀−1∙1
𝛾+1∙𝑇𝑠=357 𝐾 (3.38)
50
3.3.2 Calculul procesului de comprimare
𝑚𝑐= 1,35…1,38 (valoarea exponentului politropic de comprimare), se adoptă 𝑚𝑐= 1,36
Presiunea la sfârșitul procesului de comprimare:
𝑝𝑐=𝑝𝑎∙𝜀𝑚𝑐=7,42𝑀𝑃𝑎 (3.39 )
Presiunea la sfârșitul procesului de comprimare are valorile uzuale sunt între 40…90𝑏𝑎𝑟𝑖 .
Temperatura la sfârșitul procesului de comprimare este:
𝑇𝑐=𝑇𝑎∙𝜀𝑚𝑐−1=980 𝐾 (3.40 )
Temperatura la sfârșitul procesului de comprimare are valorile uzuale sunt între 800…1200K.
3.3.3 Calculul procesului de ardere
Efectuarea acestui calclul se realizeaz ă pornind de la compoziția chimică a
combustibilului. Motorina are următoarea compoziție [3] :
𝑐 = 0,857 𝑘𝑔𝐶/𝑘𝑔𝑐𝑜𝑚𝑏 (participația masică a carbonului) ;
ℎ = 0,133 𝑘𝑔𝐻/𝑘𝑔𝑐𝑜𝑚𝑏 1.5 (participația masică a hidrogenului);
𝑜 = 0,010 𝑘𝑔𝑂/𝑘𝑔𝑐𝑜𝑚𝑏 (participația masică a oxigenului);
𝐻𝑖 = 41855 𝑘𝐽/𝑘𝑔 (puterea calorifică inferioară a co mbustibilului)
𝜆= 1,5…1,7, coefic ientul de exces de aer se adoptă 𝜆= 1,7
𝜁𝑧 = 0,7…0,88, coeficientul de utilizare al căldurii se adoptă 𝜁𝑧 = 0,75;
Cantitatea teoretica de aer:
𝐿𝑡=1
0.21∙(𝑐
12+ℎ
4−𝑜
32)=0,497 𝑘𝑚𝑜 𝑙𝑎𝑒𝑟
𝑘𝑔𝑐𝑜𝑚𝑏 (3.41 )
Cantitatea reală de aer:
𝐿=λ∙𝐿𝑡=0,845 𝑘𝑚𝑜 𝑙𝑎𝑒𝑟
𝑘𝑔𝑐𝑜𝑚𝑏 (3.42 )
Cantitățile de gaze de ardere:
𝑁𝑂2=0.21∙(ʎ−1)∙𝐿𝑡=0,073 𝑘𝑚𝑜𝑙
𝑘𝑔 (3.43 )
𝑁𝐶𝑂2=𝑐
12−𝑁𝐶𝑂=0,071 𝑘𝑚𝑜𝑙
𝑘𝑔 (3.44 )
51
𝑁𝐻2𝑂=ℎ
2=0,067 𝑘𝑚𝑜𝑙
𝑘𝑔 (3.45 )
𝑁𝑁2=0.79∙𝐿=0,667 𝑘𝑚𝑜𝑙
𝑘𝑔 (3.46)
Cantiatea totală de gaze arse:
𝑁𝑓=𝑁𝐶𝑂+𝑁𝐶𝑂2+𝑁𝐻2𝑂+𝑁𝑁2=0,878 𝑘𝑚𝑜𝑙
𝑘𝑔 (3.47 )
Participațiile molare volumice ale gazelor de ardere:
𝑛𝑂2=𝑁𝑂2
𝑁𝑓=0,083 (3.48 )
𝑛𝐶𝑂2=𝑁𝐶𝑂2
𝑁𝑓=0,081 (3.49 )
𝑛𝐻20=𝑁𝐻2𝑂
𝑁𝑓=0,076 (3.50 )
𝑛𝑁2=𝑁𝑁2
𝑁𝑓=0,76 (3.51)
Cantitatea inițială de amestec:
𝑁0=λ∙𝐿𝑡=0,845 𝑘𝑚𝑜𝑙
𝑘𝑔 (3.52)
Coeficientul chimic teoretic de variație molară:
𝜇𝑐ℎ=𝑁𝑓
𝑁0=1.04 (3.53 )
Coeficientul total (real) de variație molară:
𝜇=𝜇𝑐ℎ+𝛾
1+𝛾 =1.039 (3.54)
𝑁𝑔=𝛾·𝑁𝑜=0,025 (3.55)
52
Parametrii de stare la sfârșitul arderii:
Presiunea la sfârșitul arderii:
𝑝𝑧=𝑝𝑐∗λ𝑝 =13.35𝑀𝑃𝑎 (3.56 )
𝜆𝑝= 1,6…2,5, gradul d e creștere a presiunii se adoptă 𝜆𝑝=1,8
Valori uzuale pentru 𝑝𝑧=6…20 𝑀𝑃𝑎 injecț ie directa [3]
Temperatura la sfârșitul arderii:
TZ =1800…2800K, se adopta T Z =2300K
Gradul de destindere prealabilă:
𝜌 = 𝜇
𝜆𝑝∙𝑇𝑧
𝑇𝑐 = 1,354 (3.57)
3.3.4 Calculul procesului de destindere
𝑚𝑑=1.20…1,30, expo nentul politrop mediu, se adoptă 𝜆𝑝=1,26;
Presiunea la finele destinderii:
𝑝𝑑=𝑝𝑧∙(𝜌
𝜀)𝑚𝑑
=0.57𝑀𝑃𝑎 (3.58)
Presiunea la finalul destinde rii are valori uzuale cuprinse î ntre 0,25…0,6𝑀𝑃𝑎 , se poate observa
ca valoarea obținută prin calcul se încadrează î n acest interval.
Temperatura la finalul destinderii:
𝑇𝑑=𝑇𝑧∙(𝜌
𝜀)𝑚𝑑−1
=1201 𝐾 (3.59)
Temperatura la finalul destinderii are valori uzuale cuprinse intre 1000 …1200 𝐾, se po ate
observa ca valoarea obtinută prin calcul se î ncadr ează î n acest interval.
I z z Hi
No 1 ( ) 21556 22865
1 ( ) Rm p Tc
7,025 10 4
53
3.3.5 Calculul presiunii medii efective
Presiunea medie indicată a ciclului de referință:
𝑝𝑖′=𝑝𝑎∙𝜀𝑚𝑑
𝜀−1∙{λ𝑝∙(𝜌−1)+λ𝑝∙𝜌
𝑚𝑑−1∙[1−(𝜌
𝜀)𝑚𝑑−1
]−1
𝑚𝑐−1∙(1−1
𝜀𝑚𝑐−1)} (3.6)
𝑝𝑖′=1,6𝑀𝑃𝑎
Randamentul indicat al ciclului de referință:
𝜂𝑖′=𝑅𝑀∙𝑝𝑖′
𝑝0∙1
𝜂𝑣∙𝑁0∙𝑇0
𝐻𝑖=0,57 (3.61 )
Presiunea medie indicată a ciclului real:
𝑝𝑖=𝜂𝑑∙𝑝𝑖′−𝜑(𝑝𝑔−𝑝𝑎)=1,52𝑀𝑝𝑎 (3.62)
𝜂𝑑= 0,92…0,96, coeficient de plenitudine , se alege 𝜂𝑑= 0,96
φ= 0.75…1
Presiune medie indicată are valori uzuale cuprinse între 9,5…23 𝑏𝑎𝑟𝑖 , pentr u MAC,
supraalimentare joasă si medie.
Randamentul indicat al ciclului de real :
𝜂𝑖=𝑝𝑖∙𝑁0∙𝑅𝑀∙𝑇𝑠
𝐻𝐼∙𝜂𝑣∙𝑝𝑠=0,54 (3.63)
Consumul specific indicat de combustibil:
𝑐𝑖=3,6·106
𝜂𝑖∙𝐻𝑖=158 𝑔
𝑘𝑊ℎ (3.64)
Presiunea medie efectivă:
𝜂𝑚= 0,85…0,95, randamentul mecanic, se alege 𝜂𝑚= 0,95;
𝑝𝑒=𝜂𝑚∙𝑝𝑖=1,44𝑀𝑃𝑎 (3.65)
Presiune medie efectivă are valori uzuale cuprinse între 8…20 𝑏𝑎𝑟𝑖 , pentru MAC,
supraalimentare joasa si medie
Randamentul efectiv:
𝜂𝑒=𝜂𝑚∙𝜂𝑖=0,52 (3.66)
54
Consumul specific efectiv de combustibil:
𝑐𝑒=3600
𝜂𝑒∙𝐻𝑖∙103=166 𝑔
𝑘𝑊ℎ (3.67)
Consumul o rar de combustibil:
𝐶ℎ=10−3∙𝑐𝑒∙𝑃𝑒=15,37 [kg/h] (3.68 )
3.3.6 Trasarea diagramei indicate
Pe ba za calcului proceselor care alcă tuiesc ciclul motor se construiește diagrama indicată. Ea
serveș te pentru d eterminarea indicilor de perfecț iune ai ciclului (lucrul mecanic specific sau
presiunea medie, ran damentul ș i consumul indicat de combustibil), dimensiunilor fundamental e
(D, S) ale motorului, precum ș i pentru c alculul solicitarilor mecanice și termice din organe le
mecanismului motor. [4]
Se trasează izobarele 𝑝𝑎 si 𝑝𝑔, presiunile 𝑝𝑎 si 𝑝𝑔 fiind determinate î n capitolele anterioare.
Evoluția de comprimare se construiește pe baza ecuaț iei politropei 𝑝𝑖=𝑝𝑎·(𝑉𝑎
𝑉𝑖)𝑚𝑐 , la
pmi 𝑉𝑖=𝑉𝑐, la pme 𝑉𝑖=𝑉𝑎 ,iar evoluția de destindere se construiește pe baza ecuaț iei 𝑝𝑗=𝑝𝑎·
(𝑉𝑎
𝑉𝑗)𝑚𝑑, iar volumul se construiește pe baza ecuaț iei 𝑉={ 1
Ɛ−1+0,5[(1−𝑐𝑜𝑠𝛼 )·ᴧ
4·
(1−𝑐𝑜𝑠2𝛼)]}.
Tabel 3.5 Trasarea diagramei indicate
α[°RAC] V p[Mpa]
0 0.06 0.16 140 0.97 0.16 280 0.54 0.41
10 0.07 0.16 150 1.01 0.16 290 0.45 0.53
20 0.10 0.16 160 1.04 0.16 300 0.36 0.71
30 0.15 0.16 170 1.06 0.16 310 0.28 1.01
40 0.21 0.16 180 1.06 0.16 320 0.21 1.52
50 0.28 0.16 190 1.06 0.17 330 0.15 2.42
60 0.36 0.16 200 1.04 0.17 340 0.10 3.98
70 0.45 0.16 210 1.01 0.18 350 0.07 6.15
80 0.54 0.16 220 0.97 0.19 360 0.06 7.41
90 0.63 0.16 230 0.92 0.20 370 0.07 13.35
55
100 0.71 0.16 240 0.86 0.22 380 0.10 13.35
110 0.79 0.16 250 0.79 0.25 390 0.15 8.41
120 0.86 0.16 260 0.71 0.28 400 0.21 5.46
130 0.92 0.16 270 0.63 0.34 410 0.28 3.74
420 0.36 2.71 540 1.06 0.69 660 0.36 0.19
430 0.45 2.06 550 1.06 0.19 670 0.28 0.19
440 0.54 1.64 560 1.04 0.19 680 0.21 0.19
450 0.63 1.35 570 1.01 0.19 690 0.15 0.19
460 0.71 1.15 580 0.97 0.19 700 0.10 0.19
470 0.79 1.01 590 0.92 0.19 710 0.07 0.19
480 0.86 0.91 600 0.86 0.19 720 0.06 0.19
490 0.92 0.83 610 0.79 0.19
500 0.97 0.78 620 0.71 0.19
510 1.01 0.74 630 0.63 0.19
520 1.04 0.71 640 0.54 0.19
530 1.06 0.70 650 0.45 0.19
Figura 3.12 Diagrama indicată a ciclului motor
13.35
02468101214
0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2p[MPa]
V PMI PME
56
3.3.7 Calculul dimesiunilor fundamentale ale motorului (D, S)
Cilindreea totală:
𝑉𝑡=30∙𝑃𝑒∙𝜏
𝑝𝑒∙𝑛𝑝=1884 𝑐𝑚3 (3.69 )
τ=4 (numă rul de timpi ai ciclului motor)
Cilindreea unitară:
𝑉𝑠=𝑉𝑡
𝑖=471 𝑐𝑚3 (3.70 )
𝑖=numă rul de cilindrii
Figura 3.13 Variaiț ia cilindreei totale pentru modelele similare
Figura 3.14 Variaț ia lui ψ pentru modelele similar e
0123456789
1499-1624 1624-1749 1749-1874 1874-1999Numarul de automobile
IntervaleCilindreea totala Vt[cm³]
012345678
0,99-1,06 1,06-1,13 1,13-1,2Numarul de automobile
Intervaleψ[-]
57
Diametrul cilindrului (alezajul):
D=100 ∙√120 ∙τ∙Pe
π∙ψ∙pe∙i∙np3=82,96mm (3.71 )
𝜓=0,9…1,5 se alege 𝜓=1.05;
Valoarea D[mm] se rotunjește la numere întegi ș i va deveni D= 83 mm;
Cursa pistonul ui:
S=4∙Vs
π∙D∙106=87,11 mm (3.72)
Valoarea S[mm] se rotunjește la numere întegi ș i va deveni S =87 mm;
Dupa rotunjirea lui D și S se recalculează 𝜓:
𝜓=1,048
Viteza medie a pistonului:
𝑊𝑝𝑚=𝑆∙𝑛𝑝
30=13,768 𝑚
𝑠 (3.73)
𝑊𝑝𝑚>10 → motor rapid
3.4 Calculul dinamic
3.4.1 Alegerea tipului de mecanism bielă -manivelă
Mecanismul bielă -manivelă transformă miscarea de translație alternativă a pistonului în
mișcare de rotaț ie a arborelui cotit. Prin studiul cinematic al mecanismului motor, se stabilesc
expresiile deplasărilor, vitezelor ș i acceleratiilor o rganelor sal e componente. Cunoaș terea acestor
expresii este necesară pentru calculul forțelor de inerție care solicită piesele motorului ș i pentru
elucidarea uzurilor rezultate. Mă rimile cine matice ale mecanismului depind de modul în care
organele lui sunt articulate și de poziția axei cilindrului față de axa de rotaț ie a arborelui cotit.
La motoarele monocilindrice și î n linie, mecanismul motor este realizat dupa schema 3.4,a,.
Segmentu l AB reprezintă bielă, iar segmental OA schematizează manivela, al cărei rol e ste
îndeplinit de cotul arbor elui cotit; punctul A reprezintă capul bielei articulate cu arborele cotit,
iar punctul B – piciorul bielei articulat cu pistonul, prin intermediul b olțului. Acest mecanism
este numit normal si axat , deoarece el are capul biele i articulat direct pe fusul maneton al
arborelui cotit si axa cilindrului, de -a lungul căreia se deplasează piciorul bi elei, concurenta cu
axa de rotaț ie a arborelui cotit.
La mecanismul din figura 3.4,b, care este numit normal si dezaxat , capul bielei este articula t
tot direct pe fusul maneton, î nsa axa cilindrului nu intersectează axa de rotaț ie a arborelui.
58
Figura 3.15 Schematizarea mecanismului motor a -axat; b – dezaxat [11]
Se alege mecanismul de tip axat care este cel mai simplu și la care seria Fourier a forțelor de
inerție ale maselor cu mișcare de translaș ie aferente echipajului mobil al unui clindru, F t , nu
conține armonicile de ordin impar (p>1, p=3, 5, 7…)
3.4.2 Calculul dimensiunilor principale ale mecanismului motor
Mecanismele cu biele lungi 𝛬≤1
4 conduc la o reducere a valorii maxime a forței normale N, care
aplică pistonul portant pe cilin dru, motiv pentru care se aplică î n gen eral la MAC. Astfel se
recomandă pentru MAC: 𝛬=1
5….1
4.
Astfel raport ul dintre raza manivelei (R) si lungimea bielei (L) se adopta 𝛬=1
4
𝛬=𝑅
𝐿=1
4 (3.74 )
𝑅=𝑆
2=43,5 𝑚𝑚 (3.75)
𝐿=𝑅
𝛬=174 𝑚𝑚 (3.76)
3.4.3 Stabilirea maselor pieselor în mișcare ale mecanismului motor
Se face prin predimensionarea acestora, cal culul aproximativ al volumelor ș i alegerea
materialelor p entru cunoasterea densitații. Va lorile obținute se compară cu datele statistice:
Pentru a determi na masa pistonului este necasară alegerea unui material. Pent ru automobilul
ce se proiectează se alege ca material pentru piston un aliaj de aluminiu cu densitatea
aparentă cuprinsă î ntre 1,2 …1,4 [9]
59
astfel se adoptă ρp = 1,2 kg/dm3, existând următoarea relaț ie:
𝜌𝑝=106∙(𝑚𝑝
𝐷3) 𝑘𝑔
𝑑𝑚3 (3.77 )
Masa pistonului se determină conform relaț iei:
𝑚𝑝=𝜌𝑝·𝐷3=0,686 𝑘𝑔 (3.78 )
Masa grupului piston se determină conform relaț iei:
𝑚𝑔𝑝=1.3∙𝑚𝑝=0,926 𝑘𝑔 (3.79 )
Masa bielei se determină conform relaț iei:
𝑚𝑏=𝑚𝑏”·𝜋·𝐷2
4=1,623 𝑘𝑔 (3.80 )
𝑚𝑏” = 0,09…0,5 g/mm2 masa raportată bielei pentru MAC rapid, se adoptă 𝑚𝑏” = 0,3 [3]
Masa aflată în miș care de translație se determină cu rela ția:
𝑚𝑡𝑟=𝑚𝑔𝑝+0.275 ·𝑚𝑏=1.373 𝑘𝑔 (3.81 )
Pentru verificare 𝑚𝑡𝑟”=0,25…0,55 𝑔/𝑚𝑚2 pentru MAC: [3]
𝑚𝑡𝑟”=𝑚𝑡𝑟
𝜋·𝐷2
4= 0,254 𝑔/𝑚𝑚2 (3.82 )
Se observă că masa aflată în mișcare de translație se află in paraametrii optimi.
3.4.4 Calculul forțelor ș i momentului din mecanismul motor
Forțele care lucrează în mecanismul motor se grupează în: forț ele produse de presiunea
gazelor din cilindru , f orțele de inerție ale maselor în mișcare, forțele de greutate și forțele de
frecare. Ultimele două categorii de forțe nu se iau în considerare la motoarele uș oare ra pide
deoarece au valori reduse î n comparație cu celelalte și, în plus, forț a de frecare este greu de
evaluat. [26]
Forța de presiune a gazelor de ardere (𝐹𝑝) [27]:
𝐹𝑝=( 𝑝−𝑝𝑐𝑟𝑡)·𝜋∗𝐷2
4 [𝑁] (3.83 )
Fp = forța de presiune a gazelor de ardere
p = presiunea gazelor din cilindru
pcrt = presiunea gazelor din carter, practic p crt = 0,1Mpa=1bar
Pe diagrama indicata se cunoașe dependenș a p(V). Forta F p(α) se determină pe cale analitică .
Forțele de inerție se grupează în două clase: forțele de inerț ie ale maselor (m tr) care au o
mișcare de translație sau o mișcare alternativă și forțe de inerț ie care au o miș care ratatorie.
60
Forța de inerție a pieselor aflate în mișcare de translație (F itr) [3]:
𝐹𝑖𝑡𝑟=−𝑚𝑡𝑟·𝐽𝐵 [𝑁] (3.84 )
𝐽𝐵=𝑅·𝜔2·(cos𝛼+𝛬·𝑐𝑜𝑠2𝛼) [𝑚
𝑠2] [3] (3.85)
𝜔=𝜋∗𝑛
30 [𝑟𝑎𝑑
𝑠] (3.86 )
ω = viteza unghiular ă a manivelei;
𝐽𝐵=acceleratia pistonului ;
Forța în lungul axei cilindrului (𝐹) [4]:
𝐹=𝐹𝑝+𝐹𝑖𝑡𝑟 [𝑁] (3.87 )
Forța F se descompune î n două componente: o componentă K, după axa bielei și o componentă
N normală pe axa cilindrului.
Forța in lungul axei bielei [3]:
𝐾=𝐹
𝑐𝑜𝑠𝛽 [𝑁] (3.88 )
β = oblicitatea bielei, α[rad] [3]:
𝛽=𝑎𝑟𝑐𝑠𝑖𝑛 ·(𝛬·𝑠𝑖𝑛𝛼 ) (3.91)
Forța normală:
𝑁=𝐹·𝑡𝑔𝛽 [𝑁] (3.92)
Forțele care acționează asupra fu sului maneton și fusului palier se determină deplasând
forța K î n butonul de maniv ela (punctul A) și descompunând -o în două direcții: una tangențială
la maneton – forța T, cealaltă normal pe maneton – forța Z:
Forța tangențială [3]:
𝑇=𝐹·𝑠𝑖𝑛(𝛼+𝛽)
𝑐𝑜𝑠𝛽 [𝑁] (3.94 )
Forța în lungul manivelei [3]:
𝑍=𝐹·cos(𝛼+𝛽)
𝑐𝑜𝑠𝛽 [𝑁] (3.93 )
Momentul M este o mă rime per iodică , perioada momentului motor este egala cu perioada
ciclului mot or, pentru motorul in patru timpi aceasta este 720°RAC.
Momentul M care roteș te arborele cotit produce asu pra motorului un moment de reacțiune care
tinde sa ră stoarne motorul . [4]
61
Momentul motor [3]:
𝑀=𝑇·𝑅 [𝑁𝑚] (3.94)
𝑅=𝑠
2[𝑚] (3.95)
Reprezentarea grafică a forț elor calculate:
Pentru studiu este util să se reprezinte grafic forțele în funcț ie de unchiul α[°RAC].
Figura 3.16 Variația forț elor produse de presiunea gazelor î n cilindru din mecanismul
motor
Alura forței F este determinată de forțele 𝐹𝑃 si 𝐹𝑖𝑡𝑟.
Figura 3.17 Variația forței tangențiale T și a forț ei Z din mecanismul motor -20000-1000001000020000300004000050000600007000080000
-80 20 120 220 320 420 520 620 720F,[N] Fitr[N], Fp [N]
α{°RAC}F
Fitr
Fp
-20000-10000010000200003000040000500006000070000
-80 20 120 220 320 420 520 620 720M[Nm], Z[N[, [T]
α{°RACM
Z
T
62
Forța T are aproximativ alura lui N deoarece 𝑠𝑖𝑛(𝛼+𝛽) se anulează în punctele moarte ș i
schimbă de semn. Forța Z are si ea o alură particula ră. Se observă că M difera de T printr -o
constantă, deci M are aceasi alură ca T, iar valoarea lui se citește din diagrama foței T mărind
scara de R ori.
Figura 3.18 Variația forței din biela K și variația forț ei normale N din mecanismul motor
Alura for tei K este determinată de cea a forț ei F deoarece 𝑐𝑜𝑠𝛽 variază î n limite restrânse și nu
se anulează . Forța N are o alură particulară , deoarece 𝑡𝑔𝛽 se anulează când oblicitatea este nulă
(biela si manivela la punctele moarte).
Se verifică puterea motorului:
𝑀𝑚𝑒𝑑= momentul motor mediu 𝑀𝑚𝑒𝑑 =∑𝑀(𝛼)
72=58,5 𝑁𝑚 (3.96 )
𝑃𝑒𝑐=𝑖·𝑀𝑚𝑒𝑑 ·𝜂𝑚· 𝜔=4·58,5·0,95·418 ,9=93,18 [𝑘𝑤] (3.97)
Eroarea admisibilă maximă : 5%
𝜀=|𝑃𝑒𝑐−𝑃𝑒|
𝑃𝑒·100 =2,9% <5% (3.98 )
-20000-10000010000200003000040000500006000070000
-80 20 120 220 320 420 520 620 720N[N], K[N]
α{°RACN
K
63
3.5 Calculul bolț ului
3.5.1 Alegerea Materialului
Tabel 3.6 Materiale [9]
Marca Caracteristici mecanice [N/mm2] Durificare
superficială
Oteluri aliate STATS 791 -80
15Cr08 800…1050 cementare
18MnCr10 900…1200 cementare
13CrNi30 1000…1350 380…500 cementare
20MoNi35 cementare
40Cr10 360…380 calire CIF
Se adoptă materialul 13CrNi35 .
3.5.2 Predimensionare
Urmă toarele rapoarte sunt destinate motoa relor de automobile pentru MAC și cu tipul de montaj
bolț flotant.
Figura 3.19 Schema pentru dimensionarea boț ului [11]
Tabel 3.7 Dimensionarea bolț ului [9]
Mărimea caracteristică Mărimea calculată sau adoptată
𝑑
𝐷=0,32…0,42 𝑑=0,32·83≅26 𝑚𝑚
𝜒=𝑑𝑖
𝑑=0,42…0,46 𝜒=0,5; 𝑑𝑖=13 𝑚𝑚
𝑏
𝐷=0,32…0,42 𝑏=29𝑚𝑚
𝑙
𝐷=0,80…0,87 𝑙=71 𝑚𝑚
Jocul 𝑗=1…2 j=2
64
Presiuni admisibile pistoane din aliaj uș or pentru mo toare supraalimentate cu 𝐷=70…170 𝑚𝑚.
[9]
𝑝𝑎<80 𝑀𝑃𝑎
𝑝𝑏< 90 𝑀𝑝𝑎
Se adoptă 𝑝𝑎<𝑝𝑏, deoarece pistonul este mai puțin rezistent decâ t biela, iar conditiile de lucru
sunt mai dezavantajoase î n umerii pistonului: temperatura este mai mare, bucșa î n piciorul bielei
amelioreaza frecarea.
3.5.3 Verificarea presiunii î n piciorul bielei 𝒑𝒃 și în umerii pistonului 𝒑𝒂
Forța de calcul:
𝐹 = 𝜋∙𝐷2
4∙𝑝𝑚𝑎𝑥 −𝑚𝑝𝑠∙𝑅∙⍵2∙(1+𝛬) =68572 𝑁 (3.99 )
-𝑝𝑚𝑎𝑥 =𝑝𝑧=140 ,9 𝑏𝑎𝑟𝑖 =13,35𝑀𝑃𝑎
-𝑚𝑝𝑠 este masa total ă a pistonului și a segmenților
𝑚𝑝𝑠= 𝑚𝑔𝑝 – 𝑚𝑏𝑜𝑙𝑡 = 0,446 𝐾𝑔 (3.100 )
𝑚𝑏𝑜𝑙𝑡 = 𝑚𝑔𝑝−𝑚𝑝𝑖𝑠𝑡𝑜𝑛 = 0,24 𝐾𝑔 (3.101 )
-a – lungimea de sprijin în umerii pistonului
a = 𝑙−𝐵
2=19 (3.102 )
-b – lungimea de sprijin în piciorul bielei
𝑏=𝐵–2𝑗=>𝐵=33 𝑚𝑚 (3.103 )
Forța se consideră distribuită uniform în lungul ș i in jurul suprafetelor de sprijin.
Verificarea presiunii î n umerii pistonului:
pa = 𝐹
2∙𝑎∙𝑑=69 𝑀𝑃𝑎 <80𝑀𝑃𝑎 (3.104 )
Verific area presiunii î n piciorul bielei:
pb = 𝐹
𝑏∙𝑑=90 𝑀𝑃𝑎 ≤90MPa (3.105 )
3.5.4 Verificarea la rezistenț a
Verificarea la î ncovoiere
Se face static și la oboseală sarcina se consideră distribuită liniar în lungul bolțului în
umeri și uniform î n piciorul bielei (figura 3.20 b) deoar ece corespund eforuri unitare ușor
mărite, deci mai acoperite .
65
Figura 3. 20 Schemele de solicitare a bolțului la încovoiere (a, b) și distribuț ia forțelor
tăietoare în lungimea bolț ului (c).[11]
𝐹𝑚𝑎𝑥 =68572 𝑁
𝜎𝑖𝑚𝑎𝑥 = 𝐹𝑚𝑎𝑥 (3𝑙−4𝑎−1,5𝑏)
1.2𝑑3(1−𝑥4)=324 𝑀𝑃𝑎 <𝜎𝑎𝑑𝑚 =250 …500 𝑀𝑃𝑎 [29] (3.106 )
𝐹𝑚𝑖𝑛 =−𝑚𝑝𝑠∙𝑅∙⍵2∙(1+𝛬)=4352 𝑁
𝜎𝑖𝑚𝑖𝑛 = 𝐹𝑚𝑖𝑛 (3𝑙−4𝑎−1,5𝑏)
1.2𝑑3(1−𝑥4)=10 𝑀𝑃𝑎 <𝜎𝑎𝑑𝑚 =250 …500 𝑀𝑃𝑎
3.5.5 Verificarea la oboseal ă
Solicitarea este de durată și se verifică la oboseală
Se stabilesc urmatoarele [3]:
𝜀𝜎=0,75 – factor dimensional
𝛽𝜎 = 1 – coeficient efectiv de concentrare
𝜎𝑖𝑚𝑎𝑥 =𝜎𝑚𝑎𝑥
ɣ=1,1…1,5 coeficient de calitate a suprafeței se adoptă ɣ=1,3
𝜎−1= 380 …500 𝑀𝑃𝑎 , se adoptă 𝜎−1=380 𝑀𝑃𝑎
𝜎0= 1,6·𝜎−1= 608 𝑀𝑃𝑎
𝛹𝜎= (2· 𝜎−1- 𝜎0)/ 𝜎0= 0,25
66
În cazul bolțul ui flotant se consideră ciclul de încărcare alternant sim etric. Coeficientul de
sigurantă la oboseală este dat de relaț ia:
𝑐𝜎 = 𝜎−1
𝛽𝜎
𝜀𝜎·ɣ∙𝜎𝑚𝑎𝑥=1,14; 𝑐𝜎𝑎𝑑𝑚 =1…2,2 [9] (3.107 )
3.5.6 Verificarea la forfecare
Forța tăietoare maximă se realizează î n zona jocului dintre piciorul bielei ș i umerii pistonului
(figura 3.20 c), iar efort ul unitar maxim la periferia bolțului î n plan normal la axa pistonului.
După formula lui Juravski:
𝜏𝑚𝑎𝑥 = 0,85·𝐹(1+𝑥+𝑥2)
𝑑2·(1−𝑥4) =161 𝑀𝑃𝑎 < 𝜏𝑎=150 …220 𝑀𝑃𝑎 [9] (3.108)
După verificarea sumară :
𝜏𝑚𝑎𝑥= 2·𝐹
𝜋·𝑑2·(1−𝑥2) = 86 𝑀𝑃𝑎 < 𝜏𝑎=100 …220 𝑀𝑃𝑎 [3] (3.109)
3.5.7 Verificarea la ovalizare
Aceasta verificare se efectuează considerând că bolțul este o bară curbă în secțiune tranversală .
Sarcina se consideră sinusoidal distribuită pe jumătate din periferia bolțului î n plan transversal
(figura3.21 ).
Figura 3 .21 Schema pentru verificare a bolț ului la ovalizare [11]
Efortul unitar maxim, de compresiune ii revine fibrei interiare la 𝜑=0 (fig.3.22).
𝑘 = 1,5 – 15(𝑥 −0,4)3 = 1,5
𝜎𝑚𝑎𝑥 =𝐹∙𝑘
𝑙∙𝑑 ∙ [0,19 ∙(1+2𝑥)(1+𝑥)
(1+𝑥2)∙𝑥+1
1−𝑥]= 162 𝑀𝑃𝑎 (3.110)
𝜎𝑚𝑎𝑥 ≤𝜎𝑎=𝜎−1=440 𝑀𝑃𝑎
67
3.5.8 Verificarea deformatiei
Deformatia maximă 𝑓 de ovalizare se produce î n planul perpendicular pe axa pistonului ( figura
3.22).
Figura 3.22 Distribț ia eforturilor unitare de ovalizare[11]
∆`=(0,001 …0,005)𝑑, jocul din umerii pist onului în funcționare, se adoptă 0,004d;
E = 2,1∙ 105, modul de elasticitate longitudinală;
𝑓 = 0,09 ∙𝐹∙𝑘
𝐸∙𝑙 ∙ (1+ 𝑥
1− 𝑥)3
=0,017 ≤ ∆`
2=0,05 (3.111)
Pentru ca bolț ul este flotant, deformatia f nu tre buie sa depășească jocul diametral ∆` din
umerii pistonului pentru a se evita griparea.
Jocul de montaj:[3]
∆ = ∆`+𝑑∙[𝛼𝑏(𝑇𝑏−𝑇𝑜)−𝛼𝑝(𝑇𝑝−𝑇𝑜)]
1+𝛼𝑝(𝑇𝑝−𝑇𝑜)=0,076 (3.112)
𝛼𝑏=(10,5…12)·10−6[1
𝑘], coeficient de dilatare al bol țului, 𝛼𝑏=10,5·10−6[1
𝑘];
𝛼𝑝=(17…18)·10−6[1
𝑘], coeficient de dilatare material piston , 𝛼𝑝=17·10−6[1
𝑘];
𝑇𝑏 = 425 𝐾, temperatura bolțului ;
𝑇𝑝 = 425 …475 𝐾, temperatura umerilor pistonului, 𝑇𝑝 =440 𝐾;
𝑇𝑜 =300𝐾
68
Când pistonul este din aliaj uș or se obț ine adesea ∆<0 deoarece 𝑇𝑝>𝑇𝑏 si 𝛼𝑝>𝛼𝑏.
Rezultă deci necesitateaa asigurării strâ ngerii la rece; astfel temperatura 𝑇𝑝𝑚 la care este
încalzit pistonul pentru efectuarea montajului trebuie să asigure o creș tere a diametrelor
orificiilor din umeri, cel putin egala cu strangere a. Se recomandă 𝑇𝑝𝑚=355 …395 𝑘 [3]
𝑇𝑝𝑚 ≥𝑇𝑜 + |∆|
(𝑑−|∆|)𝛼𝑝=472 𝐾 (3.113)
3.6 Calculul bielei
3.6.1 Alegerea materialului
Tabel 3.8 Materiale [4]: Oțeluri aliate STAS 791 -80 MARCA Rezistența
la rupere
prin
tracțiune σr
[N/mm2] Limita de
curgere σc
[N/mm2] Alungirea
Aσ [%]
30MoCrNi20 1250…1450 1050 9
41CrNi12 1000…1200 850 11
50VCr11 1100…1300 900 9
34MoCrNi20 1200…1400 1000 9
30MoCrNi20 1250…1450 1050 9
Bielele se mai co nstruiesc și din oțe luri carbon de calitate (OLC 45X, OLC 50).
Se alege materialul 41CrNi12.
69
3.6.2 Calculul piciorului bielei
3.6.2.1 Predimensionare
Figura 3.23 Dimensiunile caracteristice ale p iciorului bielei [4 ]
Diametrul exterior al piciorului bielei [3] :
𝑑𝑝𝑒=(1,3…1,7)𝑑=1,45·26≅38𝑚𝑚 (3.114)
d- este diametrul exterior al bolț ului
Diametrul interior piciorului bielei :
𝑑𝑝𝑖=𝑑+2ℎ𝑏=30𝑚𝑚 (3.115)
În cazul bolțului liber în bielă, h b fiind grosimea bucșei de bronz: ℎ𝑏=(0,080 …0,085 )𝑑≅
2𝑚𝑚
Grosimea minimă a peretelui bucșei:
ℎ𝑚𝑖𝑛 =𝑑𝑝𝑒−𝑑𝑝𝑖
2=4𝑚𝑚 (3.116)
bp – lățimea piciorului bielei (vezi la predimensionarea bolțului )
Se alege unghiul de încastrare 𝛹=30°…40° si se determina raza de racordare cu corpul
bielei ρ, și poziția secț iunii minime a corpului (cota x p):
𝛹=35°
Lățimea corpului în partea piciorului, 𝐿𝑝 = (0,48…0,60)𝑑𝑝𝑒=0,56·38≅22𝑚𝑚
70
Grosimea radială a piciorului, ℎ𝑝 = (0,16…0,20)𝑑 =0,19·26=5𝑚𝑚
𝑐𝑜𝑠 𝛹 = 0,5𝐿𝑝+𝜌
0,5𝑑𝑝𝑒+𝜌=> ρ=0,5𝐿𝑝−0,5𝑑𝑝𝑒·𝑐𝑜𝑠 𝛹
𝑐𝑜𝑠 𝛹−1=25,3𝑚𝑚 (3.117 )
xp = (𝑑𝑝𝑒
2+ ρ)∙sinΨ=25,4mm (3.118 )
3.6.2.2 Verificarea de rezistentă
a) Efortul unitar maxim produs de forța care î ntinde biela:
𝐹𝑖=𝑚𝑔𝑝𝑅𝜔2(1+Ʌ)= 8836 N (3.119 )
Fi este considerată uniform distribuită pe jumătatea superioară a piciorului. Efortul unitar maxim
apare în fibra exterioară în zona de racordare cu corpul la un unghi β+φ𝑝=φ , unde β ales
între 15°…25°. β=20° φ𝑝=100 ° φ=120°
Raza fibrei medii: 𝑟𝑚=𝑑𝑝𝑒+𝑑𝑝𝑖
4=17mm
𝑁𝑜=𝐹𝑖(5720 −8φ°)∙10−4=4206 𝑁 (3.120 )
𝑀𝑜=𝐹𝑖𝑟𝑚(3,3φ°−297 )∙10−4=1487 𝑁𝑚𝑚 (3.121 )
Forța normală:
𝑁𝜑 =𝑁𝑜𝑐𝑜𝑠𝜑 +𝐹𝑖
2(𝑠𝑖𝑛𝜑 −𝑐𝑜𝑠𝜑 )=3932 𝑁 (3.122 )
Momentul încovoietor :
𝑀𝜑 =𝑀𝑜+𝑟𝑚(𝑁𝑜−𝑁𝜑)=6145 𝑁𝑚𝑚 (3.123 )
Grosimea piciorului în zona de racordare cu corpul ℎ:
ℎ=(𝑟𝑒+𝜌)cos𝛽−𝑟𝑖−√𝜌2−(𝑟𝑒+𝜌)2𝑠𝑖𝑛2𝛽=6,4𝑚𝑚 (3.124 )
Fracțiunea din forța normal Nφ preluată de piston :
𝑘=1
1+𝐸𝑏ℎ𝑏
𝐸ℎ=0,85 (3.125 )
Unde:
𝑟𝑒=0,5∙𝑑𝑝𝑒=19𝑚𝑚
𝑟𝑖=0,5∙𝑑𝑝𝑖=15𝑚𝑚
Eb = 1,15 ∙105 N/mm2, modulul de elasticitate longitudinal ă al bronzului
E = 2,1 ∙105 N/mm2, modulul de elasticitate longitudinal ă al oțelului
Eforul unitar maxim:
𝜎𝑟=𝜎𝑖𝑎𝑑𝑚 =1200 𝑀𝑃𝑎 > 𝜎𝑖𝑚𝑎𝑥 =[2𝑀𝜑6𝑟𝑚+ℎ
ℎ(𝑟𝑚+ℎ)+𝑘∙𝑁𝜑]1
𝑏ℎ=56𝑀𝑃𝑎 >0 (3.126 )
71
b) Efortul unitar maxim produs de forța care comprimă biela:
Fc considerată sinusoidala distribuită pe jumătatea inferioară a piciorului, efortul unitar
maxim se realizaează tot în fibra exterioară, în zona de racordare la unghiul φ` (în general
diferit de φ). Se consideră φ`=φp=100° ;
𝐹𝑐=𝜋𝐷2
4𝜌𝑚𝑎𝑥 −𝐹𝑖=66913 N (3.127)
𝑁𝑜`=3·10−3·𝐹𝑐 [𝑁]
𝑀𝑜`=−1·10−3·𝐹𝑐·𝑟𝑚=−1137 [𝑁𝑚𝑚 ]
𝑁𝑜` 𝑠𝑖 𝑀𝑜` au rezultat din tabelul de mai jos.
𝑁𝜑`=𝑁𝑜`𝑐𝑜𝑠𝜑°+𝐹𝑐
𝜋[(𝜋
2−𝜑𝑝)𝑠𝑖𝑛𝜑𝑝°−𝑐𝑜𝑠𝜑𝑝°]=−62𝑁 (3.128 )
𝑀𝜑`=𝑀𝑜`+𝑟𝑚(𝑁𝑜`−𝑁𝜑`)=3329 𝑁𝑚𝑚 (3.129)
𝜎𝑟=𝜎𝑐𝑎𝑑𝑚 =1200 𝑀𝑃𝑎 > 𝜎𝑐𝑚𝑎𝑥 =[2𝑀𝜑`6𝑟𝑚+ℎ
ℎ(2𝑟𝑚+ℎ)+𝑘𝑁𝜑`]1
𝑏ℎ=38𝑀𝑃𝑎 (3.130 )
Figura 3.24 Variatia reactiunilor 𝐍𝐨` 𝐬𝐢 𝐌𝐨`
c) Eforturile unitare produse de bucșa presată în picior (la bolțul flotant)
Presiunea de fretaj:
𝑃𝑓=𝑠𝑜+𝑠𝑡
𝑑𝑝𝑖[𝑑𝑝𝑒2+𝑑𝑝𝑖2
𝑑𝑝𝑒2−𝑑𝑝𝑖2+𝜇
𝐸+ 𝑑𝑝𝑖2+𝑑2
𝑑𝑝𝑖2−𝑑2−𝜇
𝐸𝑏]=6·10−3+0,029
2,4153 ∙10−3=14,5 𝑀𝑝𝑎 (3.131 )
72
so = 4…8μm – strângerea inițială, se alege s o = 6μm;
𝑠𝑡=(𝛼𝑏−𝛼)𝑑𝑝𝑖(𝑇−𝑇𝑜) – strângerea termică, 𝑠𝑡=0,029 𝑚𝑚;
T = 375 -425K – temperatura în funcționare, se alege T=400K;
αb =1,8∙10-5 K-1 – coeficient de dilatare termică a bucșei;
α = 10-5 K-1 – coeficient de dilatare termică a bielei;
μ = 0,3 coeficient Poisson.
Efortul de fretaj în fibra exterioară este:
𝜎𝑓=𝑃𝑓2𝑑𝑝𝑖2
𝑑𝑝𝑒2−𝑑𝑝𝑖2=48MPa <𝜎𝑓𝑎𝑑𝑚 =100 …150 𝑀𝑃𝑎 (3.132 )
d) Coeficientul de siguranță la oboseală
𝑐𝜎= 𝜎−1
𝛽𝜎
𝜀𝜎𝛾𝜎𝜗+𝛹𝜎𝜎𝑚=11 >𝑐𝜎𝑎𝑑𝑚 = 5 (3.133 )
𝜎𝑚𝑎𝑥 =𝜎𝑖𝑚𝑎𝑥 +𝜎𝑓=104𝑀𝑃𝑎
𝜎𝑚𝑖𝑛 =𝜎𝑐𝑚𝑎𝑥 +𝜎𝑓=86𝑀𝑃𝑎
𝜎𝑚=𝜎𝑚𝑎𝑥 +𝜎𝑚𝑖𝑛
2=95𝑀𝑃𝑎 ;
𝜎𝜗=𝜎𝑚𝑎𝑥 −𝜎𝑚𝑖𝑛
2=9𝑀𝑃𝑎 ;
𝛹𝜎=0,12…0,2, se alege 𝛹𝜎= 0,2;
𝛽𝜎= 1;
𝜎−1= 350 …370 MPa , se adopta 𝜎−1= 350 𝑀𝑃𝑎 ;
𝜀𝜎 = 0,75;
ɣ=1,1…1,5, se alege ɣ=1,1;
3.6.2.3 Verificarea deformaț iei
Sageata maximă în planul normal la axa bielei:
𝑓𝑝=9,6𝐹𝑖∙𝑟𝑚3
105𝐸∙𝑏 (2𝑟𝑚−𝑑𝑝𝑖)3(𝜑°−90°)2=0,9·10−5 𝑚𝑚 ≤0,5∆𝑏𝑜𝑙ț=0,014 (3.134 )
73
3.6.3 Calculul capului bielei
3.6.3.1 Calculul ș uruburilor de biela
a) Forța care îi revine unui ș urub este F s, dacă planul de separare a capacului este normal la axa
bielei, unde z este numărul de șuruburi – se recomandă z=2:
𝐹𝑠=𝐹𝑖𝑐
𝑧=10742 𝑁 (3.135 )
Forța maximă de întindere a capului bielei :
𝐹𝑖𝑐=[𝑚𝑡𝑟(1+Ʌ)+𝑚𝐴−𝑚𝐶]𝑅𝜔𝑚𝑎𝑥2=21485 𝑁 (3.136 )
𝑚𝐴 =𝑚𝑏 – 0,275 ∙𝑚𝑏=1,635 −0,275 ·1,635 =1,185 𝑘𝑔 masa părții din bielă în rotație ;
𝑚𝑐 = (0,2…0,3)∙𝑚𝐴=0,29·1,185 = 0,35𝑘𝑔 masa capului bielei ;
𝜔𝑚𝑎𝑥 =𝜋𝑛𝑚𝑎𝑥
30=440 [𝑟𝑎𝑑
𝑠];
Forța de prestrângere inițială:
𝐹𝑜=(2…3)𝐹𝑠=2·𝐹𝑠=22558 𝑁 (3.137 )
Forța suplimentară în exploatare:
𝐹𝑠`=(0,15…0,25)𝐹𝑠=0,18𝐹𝑠=1933 𝑁 (3.138 )
Forța maximă în exploatare:
𝐹∑=𝐹𝑜+𝐹𝑠=33300 𝑁 (3.139 )
b) Predimensionarea șurubului:
Diametrul fundului filetului:
𝑑𝑠=√4𝐶∙𝐹∑
1,15𝜋𝜎𝑐=10,41𝑚𝑚 (3.140)
C=2,5…4, coeficient de siguranță la curgere , se adopta C=2,5;
𝜎𝑐= 850 𝑀𝑃𝑎 – limita de curgere pentru materialul suburului din otel aliat;
În funcție de rezultatul obț inut se alege din STAS 5 10-74 pentru filete normale șurubul cu
mărimea M12 cu d s=10,106 . [11]
74
c) Verificarea la oboseală:
𝜎𝑚𝑎𝑥 =𝐹∑
𝜋𝑑𝑠2
4=415𝑀𝑃𝑎 (3.141)
𝜎𝑚𝑖𝑛 =𝐹𝑜
𝜋𝑑𝑠2
4=281𝑀𝑃𝑎 (3.142)
𝜎𝜗=𝜎𝑚𝑎𝑥 −𝜎𝑚𝑖𝑛
2=67𝑀𝑃𝑎 (3.143)
𝜎𝑚=𝜎𝑚𝑎𝑥 +𝜎𝑚𝑖𝑛
2=348𝑀𝑃𝑎 (3.144)
Se aleg pentru oțel aliat:
𝜎−1=300 …700 𝑀𝑃𝑎 , se adopta 𝜎−1=350 𝑀𝑃𝑎 ;
𝛽𝜎=4…5,5, se adoptă 𝛽𝜎=4;
𝜀𝜎=0,75;
𝛾=1,0…1,5, se adiptă 𝛾=1,5
𝛹 = 0,2;
𝜎𝜗
𝜎𝑚=0,2; 𝜉=𝜎−1
𝜎𝑐=0,58; 𝜉−𝛹𝜎
1−𝜉=0,35>𝜎𝜗
𝜎𝑚=0,2; (3.145)
Și astfel se determină :
𝑐𝜎=𝜎𝑐
𝛽𝜎
𝜀𝜎·𝛾𝜎𝜗+𝛹𝜎𝑚=2,76 𝑐𝜎𝑎𝑑𝑚 =2,5…4 [3] (3.146 )
Pentru porțiunea nefiletată se inlocuieș te 𝑑𝑠 cu 𝑑𝑜=9,3, și se adoptă 𝛽𝜎=1.5 din
intervalul 1,5…2; iar ceilalti coeficienti rămâ n identic apoi se calculează :
𝜎𝑚𝑎𝑥 =𝐹∑
𝜋𝑑02
4=482 𝑀𝑃𝑎
𝜎𝑚𝑖𝑛 =𝐹𝑜
𝜋𝑑02
4=326𝑀𝑃𝑎
𝜎𝜗=𝜎𝑚𝑎𝑥 −𝜎𝑚𝑖𝑛
2=78𝑀𝑃𝑎
𝜎𝑚=𝜎𝑚𝑎𝑥+𝜎𝑚𝑖𝑛
2=404 𝑀𝑃𝑎
75
Și astfel se determină :
𝑐𝜎=𝜎𝑐
𝛽𝜎
𝜀𝜎·𝛾𝜎𝜗+𝛹𝜎𝑚=4,4 𝑐𝜎𝑎𝑑𝑚 =2,5…4 [27] (3.147 )
3.6.3.2 Predimensionarea capului bielei
Pentru a determina dimensiunil e capului bielei este necesar să se cunoască dimensiunile fusului
maneton (d m, lm), alezaj D și diametrul exterior al filetului șuruburilor.
Diametrul manetonului:
𝑑𝑚= (0,56…0,72)𝐷=0,59𝐷≅49𝑚𝑚 (3.148)
Lungimea manetonului:
𝑙𝑚= (0,5…0,6)𝑑𝑚=5,5𝑑𝑚≅27𝑚𝑚 (3.149)
Raza de racordare a fusului cu brațul:
𝜌𝑚 = (0,07…0,1)𝑑𝑚=0,1𝑑𝑚≅4,9𝑚𝑚 (3.150)
Diametrul interior al capului bielei:
𝑑𝑐= 𝑑𝑚+ 2ℎ𝑐𝑢 =51 𝑚𝑚 (3.151)
Gromimea cuzinetului ℎ𝑐𝑢 variază intre 1..3𝑚𝑚 la motoar ele pentru automobile, se adoptă
ℎ𝑐𝑢=1𝑚𝑚. [3]
Diametrul exterior al capului:
𝑑𝑐𝑒= 𝑑𝑐+2𝑑𝑠+ 2ℎ𝑒+ 2ℎ𝑖=51+2·10,106 +2·2+2·1,39=78𝑚𝑚 (3.152 )
Grosimea capului:
ℎ𝑐=𝑑𝑐𝑒−𝑑𝑐
2 = 13,5 mm (3.153)
Lățimea corpului bielei în partea capului:
𝐿𝑐=(1,1…1,35)𝐿𝑝=1,2·22≅27𝑚𝑚 (3.154)
Raza de racordare cu capul bielei:
𝛹=50°
𝑐𝑜𝑠 𝛹 = 0,5𝐿𝑐+𝜌
0,5𝑑𝑐𝑒+𝜌 =>ρ=0,5𝐿𝑐−0,5𝑑𝑐𝑒·𝑐𝑜𝑠 𝛹
𝑐𝑜𝑠 𝛹−1=32,39𝑚𝑚 (3.155)
76
𝑥𝑐= (𝑑𝑐𝑒
2+ 𝜌)∙𝑠𝑖𝑛𝛹 =54,69𝑚𝑚 (3.156)
3.6.3.3 Verificarea de rezistență a capului bielei
Se face la întindere sub acțiunea forței F ic , sinusoidal distribuită pe jumătatea inferioară a
capului. Folosind relațiile pentru grinzi drepte efortul unitar în secțiunea de racordare este:
𝜎𝑖𝑐=𝑘𝑀𝑀𝑜
𝑤𝑐+𝑘𝑁𝑁𝑜
𝐴𝑐=60 𝑀𝑃𝑎 ≤𝜎𝑖𝑐=100 𝑀𝑃𝑎 (3.157)
𝑀𝑜=10−3𝐹𝑖𝑐𝑙𝑐
2 (0,83𝜑𝑐°−62)=31803 𝑁𝑚𝑚 (3.158 )
𝑁𝑜=10−3𝐹𝑖𝑐 (792 −3𝜑𝑐°)=8636 𝑁 (3.159 )
Unde:
𝑙𝑐=𝑑𝑐𝑒+𝑑𝑐
2=64,5𝑚𝑚 este distanța între axele șuruburilor
𝑘𝑀=1
1+(ℎ𝑐𝑢
ℎ𝑐)3=0,99 ; 𝑘𝑁=1
1+ℎ𝑐𝑢
ℎ𝑐=0,93 ;
𝑤𝑐=𝑏𝑐ℎ𝑐2
6=820 𝑚𝑚3 – modulul de rezistență
𝐴𝑐= 𝑏𝑐ℎ𝑐=364 ,5𝑚𝑚2 – aria secțiunii
𝑏𝑐 – lățime cap bielă; 𝑏𝑐= 𝑙𝑚=27𝑚𝑚
3.6.3.4 Verificarea deformației capului:
În plan norm al la axa bielei, sageata maximă este:
𝑓𝑐=1,5 𝐹𝑖𝑐 𝑙𝑐3
106 𝐸 (𝐼𝑐+𝐼𝑐𝑢)(𝜑𝑐°−90)2=0,012 ≤0,5 ∆𝑐𝑢=0,074 (3.160)
Unde:
𝐼𝑐=𝑏𝑐 ℎ𝑐3
12=5535 𝑚𝑚4 – momentul de inerție al secțiunii capulu i ( 3.161 )
𝐼𝑐𝑢=𝑏𝑐 ℎ𝑐𝑢3
12=2,25𝑚𝑚4– momentul de inerție al secțiunii cuzin etului ( 3.162 )
∆𝑐𝑢=(0,0003 …0,003 )𝑑𝑚, se adoptă ∆𝑐𝑢=0,147
77
3.6.4 Calculul corpului bielei
3.6.4.1 Dimensiunile corpului bielei
Lungimea bielei trebuie c alculată astfel încat arborele cotit să nu lovească cilindrul, cân d
pistonul trece prin PMI, și nici pistonul, când acesta trece prin PME și de asemenea sa nu
lovească cilindrul, când poziția de înclinare a bielei este maximă .
(Se determină pentru picior (indice p), pentru cap (indice c) și mediu (indice M))
𝐵=0,75𝐻 ( 𝐻=𝐻𝑝 ,𝐻=𝐻𝑐,𝐻=𝐻𝑀); 𝐵𝑝=20,25𝑚𝑚 ;𝐵𝑐=22,5𝑚𝑚 ; 𝐵𝑀=21,38𝑚𝑚;
𝑎=0,167 𝐻 ( 𝐻=𝐻𝑝 ,𝐻=𝐻𝑐,𝐻=𝐻𝑀); 𝑎𝑝=4,5𝑚𝑚 ; 𝑎𝑐=5𝑚𝑚 ; 𝑎𝑀=4,8𝑚𝑚;
ℎ=0,666𝐻 (𝐻=𝐻𝑝 ,𝐻=𝐻𝑐,𝐻=𝐻𝑀); ℎ𝑝=18𝑚𝑚 ; ℎ𝑐=20𝑚𝑚 ; ℎ𝑀=19𝑚𝑚 ;
𝑒=0,583𝐻 (𝐻=𝐻𝑝 ,𝐻=𝐻𝑐,𝐻=𝐻𝑀); 𝑒𝑝=15,7𝑚𝑚 ; 𝑒𝑐=17,5𝑚𝑚 ; 𝑒𝑀=16,6𝑚𝑚;
𝐻𝑝𝑖𝑐𝑖𝑜𝑟 =(0,48…1,0)𝑑𝑐=0,55𝑑𝑐=27𝑚𝑚 lățime corp picior (3.163)
𝐻𝑐𝑎𝑝=(1,1…1,35)𝐻𝑝=1,1𝐻𝑝=30𝑚𝑚 lățime corp cap (3.164)
𝐻𝑀=𝐻𝑐+𝐻𝑝
2=28,5 – lățime corp în zona medie (3.165)
Se verifică la oboseală prin întindere -compresiune însecțiunea minimă și medie (în care se
consideră și flambajul c e însoțește comprimarea, în planul de mișcare și cel de încastrare).
a) În sectiunea minimă (m)
𝜎𝑚 𝑚𝑎𝑥 =𝐹𝑐
𝐴𝑚= 278 𝑀𝑃𝑎 ≤200 …400 𝑀𝑃𝑎 (3.166)
𝐴𝑚=2𝐵∙𝑎+𝑎(𝐿𝑝−2𝑎)=240 ,75𝑚𝑚2
𝜎𝑚 𝑚𝑖𝑛= −𝐹𝑖
𝐴𝑚=37𝑀𝑃𝑎
𝜎𝜗=𝜎𝑚 𝑚𝑎𝑥 −𝜎𝑚 𝑚𝑖𝑛
2=120 ,5𝑀𝑃𝑎 ; 𝜎𝑚=𝜎𝑚 𝑚𝑎𝑥 +𝜎𝑚 𝑚𝑖𝑛
2=157 ,5𝑀𝑃𝑎
Urmatoarele valori sunt considerate identice ca la calculul piciorului bielei:
𝛹𝜎=0,12…0,2, se alege 𝛹𝜎= 0,2;
𝛽𝜎= 1;
𝜎−1= 350 …370 MPa , se adopta 𝜎−1= 350 𝑀𝑃𝑎 ;
𝜀𝜎 = 0,75;
78
ɣ=1,1…1,5, se alege ɣ=1,1;
𝑐𝜎=𝜎−1
𝛽𝜎
𝜀𝜎𝛾𝜎𝜗+Ψσ 𝜎𝑚2,26 𝑐𝜎𝑎=2…3 (3.167)
b) În secșiunea medie (M) – în planul de miș care:
𝐹𝑖𝐵𝑀 = 𝜌𝜔2[𝑉𝑡𝑅(1+𝛬)−𝑉2𝑥2𝛬2]=25459 𝑁 (3.168 )
Unde:
𝜌=7,85 𝑘𝑔/𝑑𝑚3 – densitate otel (3.169)
𝑉𝑡= 𝑉1+𝑉2=0,035 𝑑𝑚3 (3.170)
𝑉1= 𝜋
4(𝑑𝑝𝑒2−𝑑2)𝑏=0,019 𝑑𝑚3, volumul piciorului (3.171)
𝑉2= 𝐴𝑀(𝑥𝑝+𝐿`−𝑑𝑝𝑒
2)=0,016 𝑑𝑚3, volum corp între secțiunea medie și picior (3.172)
𝐿`=𝐿−(𝑥𝑝+𝑥𝑐)=93,3 𝑚𝑚 (3.173 )
𝑥2=1,5∙𝑥𝑝+𝐿`−𝑑𝑝𝑒
4=54,9𝑚𝑚 =0,549 𝑑𝑚 (3.174 )
𝐴𝑀=2∙𝐵𝑀∙𝑎𝑀+𝑎𝑀(𝐻𝑀−2𝑎𝑀)=296 𝑚𝑚2=0,0296 𝑑𝑚2 (3.175)
𝐼𝑧= 𝐵𝑀∙𝐻𝑀3−(𝐵𝑀−𝑎𝑀)(𝐻𝑀−2𝑎𝑀)3
12=31916 𝑚𝑚4 (3.176)
𝑘𝑧=1+𝑐𝐿2∙𝐴𝑀
𝐼𝑧=1,08 (3.177)
𝑐 = 0,0002 …0,0005 , se adopta 𝑐=0,0003
𝜎𝑀𝑚𝑎𝑥 = 𝑘𝑧∙𝐹𝑐−𝐹𝑖𝐵𝑀
𝐴𝑀=151 𝑀𝑃𝑎 ≤ 𝜎𝑎=200 𝑀𝑃𝑎 ( 3.178 )
𝜎𝑀𝑚𝑖𝑛 = −𝐹𝑖+𝐹𝑖𝐵𝑀
𝐴𝑀=−116𝑀𝑃𝑎 ( 3.179 )
𝑐𝜎𝑧=𝜎−1
𝛽𝜎
𝜀𝜎𝛾𝜎𝜗+Ψσ 𝜎𝑚=2,12 𝑐𝜎𝑎=2…3 ( 3.180 )
𝜎𝜗=𝜎𝑀𝑚𝑎𝑥 −𝜎𝑀𝑚𝑖𝑛
2=133 ,5𝑀𝑃𝑎 ;
𝜎𝑚=𝜎𝑀𝑚𝑎𝑥 +𝜎𝑀𝑚𝑖𝑛
2=17,5𝑀𝑃𝑎 ;
Coeficientii se adoptă de la piciorul bielei
79
c) În planul de î ncastrare
𝐼𝑦=2𝑎𝑀𝐵𝑀3+(𝐻𝑀−2𝑎𝑀)𝑎𝑀3
12=6817 𝑚𝑚4 (3.181 )
𝐿î=𝐿−𝑑+𝑑𝑚
2=136 ,5 𝑚𝑚 (3.182)
𝑘𝑦=1+𝑐∙𝐿î𝐴𝑀
4𝐼𝑦=1,0004 (3.183)
𝜎𝑀𝑚𝑎𝑥 = 𝑘𝑦∙𝐹𝑐−𝐹𝑖𝐵𝑀
𝐴𝑀=140 𝑀𝑃𝑎 (3.184)
𝜎𝜗=𝜎𝑀𝑚𝑎𝑥 −𝜎𝑀𝑚𝑖𝑛
2=128 𝑀𝑃𝑎 ;
𝜎𝑚=𝜎𝑀𝑚𝑎𝑥 +𝜎𝑀𝑚𝑖𝑛
2=12𝑀𝑃𝑎 ;
𝑐𝜎𝑦=𝜎−1
𝛽𝜎
𝜀𝜎𝛾𝜎𝜗+Ψσ 𝜎𝑚=2,22 𝑐𝜎𝑎=2…3 (3.185 )
|𝑐𝜎𝑧−𝑐𝜎𝑦|=|2,12−2,22|=0,1 ≤ 𝑐𝜎𝑎=0,2…0,3 (3.186 )
*Majoritatea informațiilor ș i formulelor din acest capitol 3 au fost preluate din sursa
bibliografică [3] si [4]
80
4 CAPITOLUL 4 . Diagnosticarea mecanismului motor
Din cauza uzurilor sau deterioră rii prin efort mecanic sau din cauza regimului termic ridicat ,
piesele din mecanismul motor îsi schimbă starea tehnică .
În tabelul 4.1 se pun în evidență simptomele și cauzele unor posibile defecțiuni des întâ lnite la
mecanismul motor.
Tabelul 4.1 Simptomele și ca uzele unor defecț iuni ale mecanismului motor [7]
Simptom Cauze posibile
Scăderea puterii, creș terea consumului de
combustibil ș i ulei, fum ambundent la
evacuare Uzura sau griparea cilindrilor ș i pistoanelor;
uzura, blocarea sau ruperea segmentilor;
pierderea elasticitatii segmentilor
Bătăi î n zona cilindrilor Uzarea grupului piston -cilindru
Evacuare abundentă de gaze din conducta de
ventilaț ie a carterului Uzura grupului piston -cilindru
Fisurarea sau arderea pistonuluii la motoarele
diesel
Funcțio narea neuniformă a motorului, apa pe
electrozii bujiilor Pierderea etanșeitații garniturii de chiulasă
Zgomote sau bătă i care nu dispar prin
reducerea avansului la aprindere Uzura bolțurilor și a bucș elor din piciorul
bielelor
Zgomote la pornire și turaț ii mari Uzarea lagărelor de bielă
Zgomote joase, distincte la eliberarea pedalei
de ambreiaj Uzura lagarelor paliere
Bătăi la toate regimurile de turaț ii Topirea lagărelor de bielă si paliere
Pentru diagnosticare a mecanismului motor se investighează : jocurile din cuplele cinematice
ale mecanismului motor ș i etanș eitatea camerei de a rdere ș i a cilindrilor.
4.1 Verificarea jocurilor din cuplele cinematice ale mecanismului motor
Determinarea jocurilor din mecanismul motor se pot determina foar te precis cant itativ cu
instalații speciale de mă surare prin demontarea motorului și masurării diecte, dar această metodă
nu e specifică diagnostică rii.
Ca urmare a uzării excesive este creșterea jocurilor î n cuplele cinematice, aceastea devin
periculoase dacă se depă sesc limitele admise. Jocurile din cuplele cinematice se pot determina
printr -o verificare calitativă prin analiza surselor de zgomot. Metoda de verificare este
auscultarea care permite identificarea cazurilor în care jocurile depășesc anumite valori; de
exemplu aproximativ 0,2 – 0,3 mm pentru grupul piston -cilindru, 0,1 – 0,2 mm pentru lagărele
maneton și aproximativ 0,1 mm pentru lagărele palier. [2]
Instrumentul cu care se poate face auscultarea este un stetoscop cu tija, normal sau electronic.
Auscultarea mecanismului moto r se face in mai multe zone după cum sunt prezentate î n figura
de mai jos:
81
Figur a 4.1 Zonele de prelevare a sunetelor pentru auscultarea mecanismului motor [2]
1 – capacul chiulasei; 2 – chiulasă; 3 – blocul cilindrilor; 4 – ambreiaj; 5 – carter inferior; 6 –
capacul mecanismului de antrenare a arbore lui de distribuție; [2 ]
Zona A
Poziția : de-a lungul generatoarei cilindrului, pe toată lungimea acestuia.
Cupla cinematică : cuplul piston -cilindru.
Defecțiuni posibile : joc excesiv între piston și cilindru, îndoirea bielei
Regim de funcționare : mers în gol la turația minimă cu accelerări repetate spre turații mijlocii
Descrierea sunetului : frecvență medie, intensitate proporțională cu mărimea jocului, care se
amplifică la accelerare. De regulă, sunetul este mai intens imediat după pornirea la rece a
motorului și se atenuează pe măsura încălzirii motorului. Aspectul sunetului – metalic înfundat.
Eventuale manevre : la suspendarea arderii în cilindrul respectiv (se extrage fișa de la bujie, se
slăbește racordul conductei de motorină sau se extrage cablul de comandă al injectorului e lectro –
magnetic sau piezoelectric) zgomotul diminuează substanțial.
Zona B
Poziție : pe lateralul blocului cilindrilor, în apropierea punctului mort exterior.
Cupla cinematică : segmenți și canalele acestora.
Defecțiuni posibile : joc excesiv între segmenți și canalele lor din piston, segmenți sparți
Regim de funcționare : mers în gol la turații medii.
Descrierea sunetului : frecvență ridicată, intensitate redusă, aspect metalic asemănător lovirii a
doi segmenți.
Eventuale manevre : –
Zona C
Poziție : pe lateralul blocului cilindrilor, în vecinătatea p.m.i.
Cupla cinematică : articulația bolțului.
Defecțiuni posibile : joc excesiv între bolț și umerii pistonului și/sau bucșa din piciorul bielei
Regim de funcționare : mers în gol cu accelerări de la turații mi ci spre turații mijlocii.
Descrierea sunetului : frecvență medie, intensitate proporțională cu mărimea jocului, dar care
crește rapid pe măsura amplificării acestuia, sunetul devenind puternic; aspect metalic,
asemănător lovirii unei nicovale cu ciocanul, p oate fi confundat cu sunetul produs de arderea cu
detonație.
Eventuale manevre : –
82
Zona D
Poziție : pe lateralul blocului cilindrilor, între p.m.i și p.m.e. , în zona medie a cursei pistonului.
Cupla cinematică : lagărul maneton.
Defecțiuni posibile : joc exce siv în lagărele maneton, griparea sau topirea cuzineților lagărului
maneton
Regim de funcționare : mers în gol pornind de la turații mijlocii cu reducerea progresiva a
turației.
Descrierea sunetului : frecvență medie, intensitate mijlocie sau ridicată, aspec t înfundat de
lovituri clare, distincte.
Eventuale manevre : intensitatea sunetului se reduce substanțial la suspendarea arderii în
cilindrul respectiv.
Zona E
Poziție : pe lateralul blocului cilindrilor, în dreptul lagărelor paliere;
Cupla cinematica : lagărele paliere;
Defecțiuni posibile : jocuri excesive în lagărele paliere, griparea sau topirea cuzineților
lagărului palier;
Regim de funcționare : mers în gol pornind de la turații medii cu accelerări până la turația
maximă;
Descrierea sunetului : intensi tate puternică, frecvență medie spre joasă, aspectul unor lovituri
clare, distincte cu frecvență regulată.
Eventuale manevre : intensitatea sunetului nu se reduce semnificativ la suspendarea arderii în
cilindrii alăturați.
[2]
Aceasta metoda de analiza a zgomotelor e avantajoasa din pricina unei tehnologii simple,
rapide si ieftine de diagnosticare. Dezavantajele metodei constau in capacitatea de pricepere a
operatorului care poate fi subiectiv la interpretarea sunetelor.
4.2 Verificarea etanșeității camerelor de ardere și cilindrilor
Pentru funcționarea î n parametrii optimi, motor ul trebuie să realizeze etanșări câ t mai bune a
cilindrului atunci când supapele sunt închise. Acest lucru influențează desfașurarea proceseor
termice, influentând performanț ele energe tice, de consum de combustibil și de ulei precum și
influenț a emisiilor poluante.
Etanș eitatea cilindrului depinde de starea tehnica a urmă toarelor piese componente ale
motorului: grupul piston -segmenti -cilindru, c uplul supapă -scaun de supapă, chiulasă si garnitură
de chiulasă .
Etanș eitatea perfecta a cilindrului nu există deoarece se iau î n vedere: caracteristicile
constructive ale segmenților (existența fantei) precum și jocul dint re piston și cilindru. Pe ma sură
funcționarii motorului etanș eitatea scade deoarece cresc jocurile in piesele aflate in miscare.
De asemenea, etanșarea cilindrului poate fi compromisă și ca urmare a unor cauze accidentale:
spargerea segmenților și/sau a canalelor lor din piston, griparea parțială și intermitentă a pistonului
în cilindru, deteriorarea garniturii de chiulasă, blocarea supapelor în ghiduri, ciupirea marginilor
83
talerelor supapelor sau/și a scaunelor de supapă, defectarea suprafeței de așezare a chiulasei pe blocul
cilindrilor, fisurarea pereților camerei de ardere din chiulasă sau reglarea incorectă, la valori prea
mici, a jocului termic din mecanismul de distribuție.
Nivelul de etanșare a camerelor de ardere și cilindrilo r pot fi influientati si de urmă toarele aspecte:
– distrugerea garniturii de chiulasă atunci când apare detonația sau când regimul termic al
motorulu i depășește nivelul normal din diferite cauze.
– „înmuierea” sau ruperea arcurilor de supapă;
– dereglarea jocului termic al mecanismului de distribuție.
Parametrii de diagnosticare cel mai frecvent utilizați sunt:
– presiunea la sfârșitul procesului d e comprimare a gazelor în cilindrul motorului, mărime
cunoscută sub denumirea de “presiune de compresie”;
– curentul absorbit de demaror pe durata în care acesta antrenează motorul termic;
– debitul de aer comprimat introdus în camera de ardere;
– evaluarea turației motorului la antrenarea de demaror sau la mersul încet în gol;
– compararea corecțiilor aduse dozei de combustibil injectate între cilindrii motorului.
4.2.1 Măsurarea presiunii de compresie
Nivelul de etanșare al cilindrilor influentează foarte mult valoarea presiunii la s fârșitul
procesului de comprimare. Cu cât nivelul de etanșare este mai slab cu atât presiunea la finele
comprimării este mai mică .
Măsurarea presiunii de compresie se face cu ajutotul unui compresmetru. Acesta este, în
esență, un manometru adaptat măsurării rapide a presiunii din camera de ardere la sfârșitul
procesului de comprimare a gazelor proaspete atunci când motorul termic este antrenat de
electromotorul de pornire. Acest compresmetru se va cupla la orificiul b ujiei sau al injectorului
cilindrului la care se face verificarea.
Figura 4.2 Construcția compresmetrului [2]
84
1 – corp; 2 – garnitură de etanșare; 3 – supapă de reținere; 4 – arcul supapei 3; 5 – cilindru de
măsură; 6 – piston; 7 – resort calibrat; 8 – tija pistonului; 9 – ac indicator; 10 – mâner; 11 –
diagramă din hârtie cerată
Compresmetrul se pozitioneaza cu garnitura 2 pe orificiul liber al bujiei/injec torului, dupa care
se actionează demarorul ș i aerul comprimat din cilindrul motorului cu ar dere internă va deschide
supapa 3 pătrunzând în cilindrul 5. Sub acțiunea presiunii, pistonul 6 se deplasează în cilindru
comprimând arcul 7. Deplasarea pistonului, egală cu cursa de comprimare a arcului 7, este
proporțională cu forța de presiune a gazului , deci cu presiunea de comprimare. Acul 9 se rotește
cu un unghi proporțional cu deplasarea pistonului 6 și, implicit, cu valoarea presiunii de
compresiune.
a) Mod de lucru
La MAC, datorită valorilor mari ale presiunii de compresiune, apăsarea manuală directă a
compresmetrului nu poate să realizeze etanșarea necesară. De aceea compresmetrele pentru
MAC sunt dotate cu o pârghie cu ajutorul căreia compresmetrul este apăsat pe orificiul
injectorului. Un capăt al pârghiei se sprijină de șurubul care fixează injectorul în chiulasă, iar
celălalt capăt este apăsat manual.
Se acționează demarorul până când acul indicator 9 al compresmetrului își stabilizează
poziția. Se citește și se notează valoarea presiunii de compresiune astfel obținută.
Se descar că compresmetrul deschizând supapa 3 prin apăsarea extremității tijei sale pe un
corp dur (blocul cilindrilor sau chiulasa). Se trece la cilindrul următor și se repetă operațiunea.
b) Interpretarea rezultatelor
Valorile presiun ii de compresie rezultate din măsure se compară cu valorile presc rise de
constructor. Atunci când nu se cunosc valorile indicate de că tre constructor se poate calcula
valoarea presiunii de compresie după formula de mai jos [33]:
𝑝𝑐 𝑡𝑒𝑜𝑟 = 𝑝0 ∙ 𝜀𝑒𝑓𝑚𝑐. (4.1)
p0 – presiunea atmosferică (1 bar);
mc – exponent politropic al comprimării (pentru aer mc = 1,3);
εef – raport de comprimare efectiv. Valoarea lui nu coincide cu aceea a raportului de comprimare
geometric, ε, indicat de constructorul motorului.
Valoarea lui εef se calculează cu relația aproximativă:
𝜀𝑒𝑓=1+ 1+𝑐𝑜𝑠𝛼î𝑠𝑎
2∙(𝜀−1) în care (4.2)
αîsa este întârzierea la închiderea supapei [°RAC];
ε – raportul de comprimare geometric.
c) Localizarea neetanșeităților
Atunci câ nd presiunea de compresie este mai redusă decât valoarea limită acceptabilă se va
introduce prin orificiul bujiei/injectorului o cantitate mică de ulei în cilindrul respectiv. Dupa aceea
se repetă măsurarea presiunii de compresie. Dacă de această dată valoare a înregistrată este mai mare
85
decât cealaltă rezultă că neetanșeitatea este localizată la nivelul grupului piston -segmenți -cilindru.
Uleiul introdus deasupra pistonului pătrunde în zona segmenților și canalelor lor realizând pentru o
bună etanșare a acest ei zone pentru o scurta perioadă .
Daca valoar ea presiunii nu se modifica după introducerea uleiului rezultă că neetanșeitatea
poate fi localizată la nivelul garniturii de chiulasă și/sau supapelor și scaunelor lor. După care se
verifică aspectul lichidul ui de răcire din vasul de expansiune pentru a identifica o eventuală
prezență a uleiului. Se controlează, de asemenea, uleiul de pe joja de ulei. Dacă uleiul este
depreciat atunci înseamna că a patr us lichidul de racire in zona uleiului însemnand că garnit ura
de chiulasă poate fi deterio rată.
4.2.2 Măsurarea curentului absorbit de electromotorul de pornire (demaror)
Demarorul este un dis pozitiv folosit pentru punerea în funcț uiune a unu i motor termi c pe
autovehicul.
Demarorul este o mașină de curent continuu alimentat de la bateria de acumularori la care
intensitatea curentului absorbit este proporțională cu valoarea momentului rezistent pe care
demarorul trebuie să îl învingă. La acționarea arborelui cotit , rezistenț ele cresc atunci cand are
loc procesul de comrpimare, asadar momentul opus demarorului are o variație pe parcursul unui
ciclu motor, prin urmare, pe parcursul unui ciclu motor intensitatea curentului absorbit de
demaror variază . Atunci când etanșarea unui cilindru este bună , presiunea în procesul de
comprimare este mare , iar demarorul trebuie să dezvolte un cuplu mare deci să absoarbă un
curent cu o intensitate ridicată. Dacă etanș area este slabă presiu nea de comprimare va fi mai
mică , iar momentul op us dem arorului va fi mai mic, deci curentul absorbit de demaror este mai
redus.
Figura 4.3 Evolutia intensitatii curentului absorbit de demaror [2]
Urmarirea evoluției intensității curentului absorbit de demaror se face cu un osciloscop cuplat la
un traductor inductiv de curent amplasat cu un clește pe cablul de alimentare al demarorului.
86
Măsurarea intensitătii curentului poate fi înlocuită cu măsurarea că derii de tensiune pe un
rezistor. Acest rezistor poate fi rezistenta interna a bateriei. Pen tru acest caz se poate cupla
osciloscopul la bornele bateriei.
Conform legii lui Ohm:
Ubat = I Rbat, (4.3)
Unde: Rbat este rezistența internă a bateriei de acumulator;
I – intensitatea curentului ce traversează bateria;
Figura 4.4 Evoluția tensiunii la bornele bateriei de acumulatoare [2]
Se poate oberva în cele doua grafice că intensitatea curestului a bsorbit de demaror este mai
mică și că derea de tensiune este mai mar e la cilindrii 2 si 3, ceea ce înseamnă că etanș area
cilindrilor 1 si 4 este bună, dar la cilindrii 2 ș i 3 nu.
a) Mod de lucru
Mai î ntai se verică starea tehnică a sistemului electric de pornire (starea bateriei de acumul atori,
etc..). Mototul trebuie încălzit î n prealabil. Pe cablul de alime ntare al demarorului se cuplează
traductorul sau se cupleaza osciloscopul la bornele bateriei de acumul atori cu doi clesti. Apoi se
acționează demarorul timp de câteva secunde până când se obține diagrama intensitaț ii sau
tensiuni, după care se opreș te demarorul.
4.2.3 Evaluarea vitezei ungh iulare a arborelui cotit la antrenarea de către demaror
La acț ionarea ar borelui cotit al motorului de către demaror, din cauza creș terii moment ului
rezistent, ca urmare a forț ei de pres iune ce se opune pistonului la înaintarea acestuia către p.m.i.
viteza unghiulară scade.
Măsurarea vitezei unghiulare se realizează cu un traductor de turație amplasat î n zona
volantului. Partea mobila a traductorului este materializată printr -o roată dintată cu 58 de dinti
distribuiti pe c ircumferinta cu o p auza necesară pentru i dentificarea pozitiei corespunză toare
p.m.i. a pi stonului. Traductorul furnizează un semnal sinusoidal. Ceasul calculatorului sistemului
87
de diagnosticare cronometrează timpul scurs pe parcursul unei perioade a semnalului și
determină turația motorului corespunzătoare intervalului unghiular respectiv. În acest mod se
poate urmări evoluția turației pe parcursul unor secvențe ale ciclului, spre exemplu finalul cursei
de comprimare. La motorul în patru timpi ciclul se dezvoltă pe parcursul a două rotații ale
arborelui cotit, ceea ce face ca pistonul să se apropie de p.m.i. de două ori într -un ciclu. Pentru a
identifica p.m.i. corespunzător finalului comprimării se utilizează senzorul de poziție montat pe
arborele de distribuție. În tot aces t timp motorul nu porneș te din cauza sistemului de
diagnosticar e care comandă unitatii de control î mpiedicarea alimentarii cu combustibil.
Figura 4.5 Traductorul de turație [2]
Rezultatul măsurătorii este afișat după câ teva secu nde de acț ionarea a demarorului.
Valoare a mare a turației semnifică că demarorul trebuie să învingă un cuplu rezistent mai mic
deoarece presiunea de compresie este mai redusă ca urmare a pierderilor de gaze mai ample ce
reduc cantitatea de fluid comprimat în cilindr u.
Figura 4.6 Rezultatul măsurării turației la sfârșitul comprimării[2]
88
4.2.4 Evaluarea vitezei unghiulare a arborelui cotit la mers încet în gol
Principiul de funcționare este acelaș i ca c el anterior de la 4.1.4, doar că măsurarea turației se face
la regim ul de funcționare a motorului la mers î ncet in gol.
Figura 4.7 Rezultatul măsurării turației la sfârșitul comprimării [2]
La regimul de mers încet în gol o turație înregistrată la un cilindru mai ridicată decât la ceilalti
cilindrii indică faptul ca energia dezvoltată de ci lidrul respectiv este mai mare ș i pierderile de
gaze prin neetanseitati este mai mică.
4.2.5 Compararea corecțiilor aduse dozei de combustibil injectate pe ciclu pentru cilindrii
motorului
Pentru a atenua, diferenț ele de energie din cilind rii motorului care produc variații de turaț ie
pe parcursul ciclului motor, unitatea de control a motorului core cteaza doza de combustibil pe
fiecare cilindru. De exemp lu, la un cilindru care prezintă o etanșare mai proastă trebuie injectată
o doza mai mare de combustibil pentru a compensa pierderile de fluid de lucru.
Figura. 4.8 Variația factorului de corecț ie
89
5 CAPITOLUL 5. Proiectarea bolț ului
Rol: Bolțul sau axul pistonului este piesa de legătură dintre piston și bielă (organul de
articulație) ș i transmite forț a de presiune a gazelor d e la piston la bielă. Bolțul se montează în
umerii pistonului și î n piciorul bielei.
5.1 Analiza funcț ional ă
Bolțul se montează cu joc în piston sau bielă, fie simultan î n ambele organe, p entru ca biela să
poată oscila faț a de axa cilindrului . Atunci câ nd bolțul e fix în biela el execută o mișcare de
rotație alternantă . Iar c ând bolțul se prevede cu joc în piston și în bielă (bolț flotant) el este
antrenat în mișcare alternativă de rotație, iar după un număr de cicluri motoare, execută o
mișcare completă de rotaț ie.
Forțele de inerție dezvoltate de bolț încarcă piesel e din mecanismul motor. Din acest fapt
rezultă că masa bolțului trebuie să fie cât mai mică. Bolțul este încă rcat de so licitari mecanice
create de forța de presiune a gazelor și forț ele de inerție create de piston.
Din cauza te mperaturilor foarte mari , condițiile de funcționare ale bolț ului sunt dificile din
cauza: temperaturii d in umerii pistonului care este î n jur de 120°…150° C [11]; mișcarii oscilate
și lente ale bolțului; î n jocur ile din locașurile bolțului, peliculă de ulei nu este continuă. Ca
urmare între bolț și locașuri se realizează frecarea fără ulei, adică semifluidă, această frecare
provoacă o încalzire excesivă și afectează pelicula de ulei existent. Efectul acestei consecinte
este provocat de solicitarile prin șoc care intensifică proces ul de uzare. Creșterea jocurilor
mareș te procesul de uzare; uleiul fiind expulzat, iar capacitatea de amorti zare a socurilor scade,
iar dacă uzura se marește ă n timp pot aparea zgomote spe cifice (bătaie de bolț ).
Efecte:
– solicitarea cu șoc datorită ex istenței jocurilor, dar și datorită creșterii ra pide agradienților
de presiune î n faza de ardere ;
– încovoierea bolțului în secțiune longitudinală ;
– ovalizarea î n plan transversal;
– apariț ia forfecării în zona din umerii pistonului ș i a piciorului bielei;
– caracterul variabil al sarcin ii produce fenemoenul de oboseală ;
Redu cerea tensiunilor, deformatiei ș i uzurii s e poate face prin impunerea următoarelor cerințe
pentru bolț :
– masa să fie cât mai mica pentru a limita forțele de inerț ie;
– rezistența mecanică trebuie mărită pentru lim itarea solicitarilor la oboseală ;
– rigiditatea ridicată ;
– rezistența mare la uzură .
90
5.2 Materiale
Bolțul se confecționează din bare laminate. Materialul trebuie să fie tenace pentru rezistenăa la
solicitarea prin șoc. Mat erialului tenace î i corespunde o deforma re mare (ce nu corespunde
cerinței de rigiditate) și o rezistenșa mică la rupere (ce nu corespunde solicitarilor de încovoiere
și oboseală ).
Așadar, se asigură o duritate ridicată (55…65 HRC) stratului supe rficial, pentru ca
materialul să reziste la uzură și oboseală, și o tenacitate ridicată a miezului (35…44 HRC).
Materialele care sat isfac cel mai bine aceste condișii sunt oț elurile din carbon de calitate (STAS
880-66) și oț elurile aliate (STAS 791 -66) (ele mente de aliere Cr, Ni, Mn, Mo), cu conț inut redus
de carbon (0,12…0,35%). [4]
Duritatea suprafeței de lucru al bolț ului se poate ajunge la 58 -62 HRC, iar a miezului la
25-44 HRC prin c ementare pe o adâ ncime de 0, 5-1,5μm. Prin acest lucru se obți ne o tenacitate
bună a materialului și o rezistență mare la uzură ș i pentru stabilirea structurii se aplică un
tratam ent de revenire. Prin finisare înaltă a suprafetei exterioare a bolțului ș i prin rectificarea
suprafeț ei interioare cu o rugozitate de 3,2 -6,3μm se crește rezistența la oboseală .[29]
Deoarece presiunea maximă din cil indrul motorului poate ajunge până la 200 bari, se
adoptă material cu proprietati mecanice îmbunătăț ite, de execmplu materialele ceramice, și cu
densitate redusă pentru o masă cât mai mică , de execmplu materialele din titan. Suprafața
oțelurilor niturate au rezistența la uzură mai mare decât a oțelurilor călite suportând încărcă ri mai
mai mari cu 10%…20%. [9]
Oțelurile vor rămâ ne principalul material pentru fabrica rea bolțului la motoarele de serie și
nu va fi î nlocuit de materialele cerami ce deoarece au o duritate redusă și nici de materialele
ușoare ș i rezistente ca aluminatul de titan care au deformati i mari ș i costuri ridicate. [9]
Tabel 5.1 Proprietăți fizico -chimice ale oț elurilor pentru confecționarea bolț ului [11 ]
Materialul a fost ales la calculul boltului, 13CrNi35 .
91
5.3 Condiț ii tehnice
Bolțul trebuie rezlizat cu toleranț e mici, 5…8μm pentru MAC, pentru a se asigura jocurile
impuse de funcționare. Ca să se încadreze în aceste toleranțe, bolțurile se prelucrează î n clasa 1
de precizie. La MAC, nivelul jocului fiin d mai ridicat nu se mai sortează pe grupe
dimensionale. [26]
Celelalte condiț ii tehnice impuse bolț ului ar fi:
– grosimea peretelui se exucută cu o abatere de cel mult 0,6mm;
– abaterea de la cilindricitate 2,5…3,0 μm;
– rugozitatea suprafeț ei exterioare 0,2…0,4, iar a celei interioare 3,2…6,3.
Pentru bolțul flotant se recomandă un joc față de bu cșă din piciorul bielei de
(0,0004…0,0015)·d, de regu ra ∆bucsa=0,005…0,060mm.
5.4 Structura pr ocesului tehnologic de fabricare
Având în vedere că piesa care urmează să se prelucreze are un diametru d și o lungime l, se
poate obț ine dintr -un semifabricat (bare tubulare, bare laminate sau forjate) cu diametru l mai
mare. Astfel de piese se fixează î n universal.
a) Controlul defectoscopic nedistructiv
Acesta are rolul de a vedea posibile defecte ale semifabricatului.
b) Tratament termic de revenire ș i normalizare
Acesta are drept scop detensionarea materialului . Încă lzirea pieselor (120-250°C) se face cu o
viteză controlată și menținerea la acesteia la acea temperatură (2 -20 ore) și răcirea controlată cu
50°C pe ora. Î n acest fel structura materialului se un iformizeză , iar piesa devine mai prelucrabilă .
c) Prelucrarea su prafeț ei frontale
Pentru a putea prelucra suprafața cilindrică exterioară din următoarea etapă este necesară
strunjirea suprafetei frontale.
Figura 5.1 Strunjirea fuprafeț ei frontale
92
d) Prelucrarea suprafeț elor cilindrice exterioare
Strunjirea spuprafeț ei cilindrice exterioare se face la acelasi diametru pe o lungime l. Acest
proces se execută pentru degrosare, dar și pentru finisare(finisare î nalta a suprafetei).
Figura 5.2 Strunjirea suprafe ței cilindrice exterioare
e) Retezarea
Această etapă se realizează cu ajutorul unui cuțit de retezat. Piesa execută mișcarea
principal ă de aș chier e (mișcarea de rotație), iar cuț itul execută miș carea de avans transversal.
Figura 5. 3 Retezarea
f) După retezare se prel ucrează ce -a de-a doua suprafaț ă frontal ă exact ca cea
precedent ă
93
g) Găurirea
Această etapă se practică pentru a micșora masa bolț ului. De foarte multe ori, operația de găurire
se execută cu burg hiul pe strung, piesa este fixată în universal. Se gă urește cu un diametru că t
mai aproape de alezaj.
Figura 5.4 Găurirea
h) Strunjirea suprafetei cilindrice interioare
După ce s -a găurit este necesară o prelucrare de finisare. Mișcarea de rotație este facută de
piesă, iar mișcarea de avans este facută de cuț it.
Figura 5.5 Strunjirea suprafetei cilindrice interioare
94
i) Teșirea muchiilor
Pentru teș irea muchiilor interioare se utilizează un burghiu profilat, iar pentru teș irea
muchiilor exterioare se utilizează un cutit profilat.
Figura 5.6 Teș irea muchiilor
j) Tratament de cementare (pe o adancime de 0,5 -1,5μm )
k) După prelucrare piesele se spală
l) Controlul de conformitate
95
6 Bibliografie
[1] Andreescu, C., “Dinamica autovehiculelor – curs universitar Facultatea de
Transporturi ”, Bucureș ti, 2016
[2] Andreescu, C., “Diagnosticare a autovehiculelor – curs universitar Facultatea de
Transporturi ”, Bucureș ti, 2017
[3] Cernat, A., “Construcția ș i calcu lul motoarelor cu ardere internă – îndrumar de
proiect Facultatea de Transporturi ”, Bucureș ti, 2016
[4] Grunwald, B., „Teoria, Calculul și Construcț ia Motoarelor pentru Autovehicule
Rutiere”, Editura didactic ă si pedagogică, Bucureș ti, 1980
[5] Negurescu, N., “Procese ș i caracteristici a le motoarelor cu ardere internă – curs
universitar Facultatea de Transporturi ”, Bucureș ti, 2016
[6] Oprean, M., “Transmisii pentru autovehicule – curs universitar Facultatea de
Transporturi ”, Bucureș ti, 2016
[7] Stoicescu, P., Untaru, M., s .a., „ Dinamica autovehiculelor pe ro ți”, Editura
didactică si pedagogică, Bucureș ti, 1981
[8] Stratulat, M., Andreescu, C., “Diagnosticarea automobilului”, Editura Societatea
Stiinta & Tehnica Bucureș ti, 1998
[9] Pană, C., Negurescu, N., s.a., „ Motoare cu ardere in ternă –Grupul piston”, Editura
Matrix Rom , Bucureș ti, 2017
[10] Toma, M., “Mentenanț a autovehiculelor – notițe laborator Facultatea de
Transporturi ”, Bucureș ti, 2017
[11] Zatreanu, G., Gaiginschi, R., “Motoare cu ar dere interna -Construcție ș i calcul ”,
Editura “Gh.. Asachi” Iaș i, 1995
[12] *** “Automotive Handbook”, Bosh, 2011
[13] *** www.auto -data.net
[14] *** www.ultimatespecs.com
[15] *** www.cars -data.com
96
[16] *** www.alfaromeo.ro/wp -content/uploads/2017/02/Fisa -Alfa-Romeo -Giulietta –
serie -2-februarie -2017.pdf
[17] *** http://www.chevrolet.com/performance/crate -engines/small -block -ram-jet-350
[18] *** www.citroen.ro/wpcontent/uploads/2013/04/Citroen_C5_Lista_
de_preturi_02_2017.pdf
[19] *** www.fiat.com.ro/wp -content/uploads/2017/02/Fisa -Fiat-TIPO –
februarie -2017.pdf
[21] *** www.ford.ro
[22] *** www.hyundaimotor.ro/userfiles/carMod elFiles/brochures/pliant%
2008122016%20noul%20Elantra%20(200×210)%20WEB_efd.pdf
[23] *** www.opel.ro/content/dam/Opel/Europe/romania/nscwebsite/ro/
brochure_library/passenger_cars/astra_4d/Astra_J_NB4_17.0_Long -RO.pdf
[24] *** www.cdn.renault .com/content/dam/Renault/
RO/gama -renault/brosuri/noul -renault -megane -sedan -brosura.pdf
[25] *** www.saab -romania.ro/modele/9 -3-sport -sedan/date -tehnice
[26] *** www.seat.ro/toledo/tehnologie
[27] *** www.skoda.ro/rapid/rapid/date -preturi
[28] *** www.toyota.ro/new -cars/avensis/index/prices#/publish/scroll_to/jumpTo=
%23prices/onAfter=constants.COLLAPSIBLE_PANEL_REQUEST_EXPAND
[29] *** www.volkswagen.ro/contact/materiale -informative/in -format-pdf
[30] *** www.automotive -accessories.co.uk/docs/ForwardViewinfo.pd f
[31] *** cheap -car-service.blogspot.ro/2011/09/indirect -injection.html
[32] *** w3.bg.volkswagen.at/vw_world/innovation/motoren/einspritzsysteme/
einspritzsyste me/
[33] *** http://www.scritub.com/tehnica -mecanica/PROIECT -ATESAT -Tehnician
-mecan74984.php
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: 1 CAPITOLUL 1. Realizarea proiectului de organizare generală a autovehiculului și încadrarea acestuia într -un segment de piața. Detalierea modului… [617402] (ID: 617402)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.