1. Realizarea proiectului de organizarea generală a autovehiculului și încadrarea acestuia într-un segment de piață. Detalierea modului de amplasare… [308581]

Cuprins

1. Realizarea proiectului de organizarea generală a [anonimizat]. Detalierea modului de amplasare a subansamblului de proiectat 4

1.1. Stabilirea caracterisiticilor tehnice a autovehiculului pentru care se va proiecta arborele cotit 5

1.1.1. Alegerea modelelor similare de autovehicule cu automobilul ce urmează a fi proiectat. [anonimizat] 6

1.1.2. Analiza caracteristicilor tehnice generale ale principalelor subansambluri ale automobilelor similare 8

1.1.3. Analiza caracteristicilor dimensionale ale automobilelor similare 10

1.1.4. Analiza caracteristicilor masice ale automobilelor similare 12

1.1.5. Definitivarea tipului de automobil a cărui arbore cotit se va proiecta 13

1.2. Realizarea proiectului de organizare generală 13

1.2.1. Predeterminarea parametrilor dimensionali exteriori 13

1.2.2. Predeterminarea parametrilor masici 17

1.2.3. Predeterminarea parametrilor masici ai principalelor componente ale automobilului 21

1.2.4. Determinarea principalelor dimensiuni ale postului de conducere 22

1.2.5. Întocmirea schiței de organizare generală…………………………………………………………..24

2. Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru arborele cotit de proiectat. Alegerea justificată și definitivarea soluțiilor tehnice pentru arborele cotit din tema de proiect 25

2.1. Generalități despre subansamblul de proiectat 25

2.2. Soluții constructive ale arborelui cotit 27

2.3. Alegerea soluției constructive pentru arborele cotit care se va proiecta 29

3. Proiectarea generală a arborelui cotit 30

3.1. Determinarea rezistențelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare în funcție de viteza automobilului 30

3.2. Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului 36

3.3. Calculul termic 41

3.3.1. Evaluarea rapidității motorului

3.3.2. Calculul proceselor

3.3.3. Calculul mărimilor caracteristice ciclului

3.3.4. Bilantul termic

3.3.5. Calculul dimensiunilor fundamentale ale motorului

3.3.6. [anonimizat]

3.4. Bilanțul energetic al motorului pentru arderea a un kilogram de combustibil 51

3.5. Calculul dinamic

3.6. Calculul de dimensionare și verificare a componentelor mecanismului motor 61

3.6.1. Pistonul

3.6.2. Bolțul

3.6.3. Segmenții

3.6.4. Bielă motor

3.6.5. Arborele cotit

4. Mentenanta arborelui cotit 76

5. Proiectarea arborelui cotit 83

6.Bibliografie………………………………………………………………………………………………………………….94

1. Realizarea proiectului de organizarea generală a [anonimizat]. Detalierea modului de amplasare a subansamblului de proiectat.

Alegerea inițială a elementelor necesare proiectării automobilului se face plecând de la experiența acumulată în timp la realizarea autovehiculelor. Anume, se preiau datele de la modelele de automobile similare cu automobilul de proiectat. [anonimizat]. [anonimizat] o parte, [anonimizat]. Bineînteles, [anonimizat], modelele cele mai performante și care se înscriu în tendința generală de evoluție a automobilelor de un anumit tip.

Automobilele pot fi clasificate în funcție de diferite criterii: dimenisiune, greutate, tipul de utilizare, forma de caroserie, motor, tip de transmisie, nivel de echipare, nivel de personalizare etc. Fiecare automobil are o denumire comercială particulară pentru a se distinge de altele.

Clasificarea după mărime poate varia de la o piață la alta. Astfel, categoriile din America de Nord și Europa diferă deoarece evoluția cererii de automobile de-a lungul timpului pe cele două continente este diferită.

În Europa, clasificarea se face pe segmente în ordine alfabetică.

Daca avem în vedere tema de proiect ”Proiectarea arborelui cotit pentru un motor cu aprindere prin comprimare de autoturism cu 5 locuri si viteza maximă în palier de 167km/h” atunci zona ținta este reprezentată de Segmentul B.

Segmentul B sau Clasa Mică (numită și supermini sau subcompactă)

Lungime aproximativă: 3600-4200 mm;

Cota de piață în Europa: aprox. 22%;

Exemple de modele actuale: Volkswagen Polo, SEAT Ibiza, Renault Clio, Opel Corsa, Peugeot 207, Hyundai i20, Kia Rio, Dacia Sandero, Citroen C3;

La o analiză nu foarte amănunțită se observă ca acest segment are drept tip de caroserie predominant, caroseria hatchback.

Hatchback este un tip de caroserie a autovehiculelor moderne. Cuvântul este un neologism provenit din limba engleză, unde hatch înseamnă trapă și back înseamnă spate.

Acest tip de caroserie se numește și cu două volume, unul din volume fiind compartimentul motorului și al doilea compartimentul pasagerilor contopit cu portbagajul.

De regulă, trapa din spate are balamalele la extremitatea superioară, iar spătarele rândului de scaune din spate pot fi rabatate, pentru a mări spațiul de încărcare.

Cel mai vândut model din segmentul B este Renault Clio, cu 327.000 unități, urmat de VW Polo cu 272.000 unități, Ford Fiesta cu 255.000 unități si Citroen C3 cu 207.000 unități.

În primul rând, pentru alegerea modelelor similare se va lua în calcul situația românului cu venit mediu, pentru care bugetul este o mare provocare.

.

Stabilirea caracterisiticilor tehnice ale autovehiculului pentru care se va proiecta arborele cotit

Proiectul de diploma are ca tema ”Proiectarea arborelui cotit pentru un motor cu aprindere prin comprimare de autoturism cu 5 locuri si viteza maximă în palier de 167km/h”.

Pentru stabilirea caracteristicilor tehnice a autovehiculului pentru care se va proiecta arborele cotit s-a optat pentru o caroserie de tip hatchback având un preț final de cost cuprins între 10000-15000 de euro destinat unei familii tinere într-o aglomerație urbană.

În acest sens au fost alese spre studiu 14 modele , prezentate in tabelul 1.1.

Modelele de autovehicule similare cu automobilul ce urmează a fi proiectat

Tabel 1.1-Prezentarea modelelor similare

Se observă din prezentarea modelelor similare că automobilul ce urmează a fi proiectat aparține segmentului de piață B(clasa mică numită si super-mini sau subcompacta), caroseria acestuia fiind de tip hatchback.

Totodată soluția contructivă folosită va fi totul față.

Analiza caracteristicilor tehnice generale ale automobilelor similare

Tabel 1.2 Prezentarea caractersiticilor generale (1)

Se observă că modelele similare au o dispunere in linie a cilindrilor, majoritatea automobilelor având un numar de 4 cilindri. Un lucru interesant este reprezentat de valoarea aproape neschimbată a turației de putere maximă si anume 4000[rot/min].

ce = coeficientul de elasticitate al motorului;

;

ca = coeficientul de adaptabilitate al motorului;

, unde ;

nP = turația la puterea maximă;

nM= turația la cuplul maxim;

i=numărul cilindrilor (în tabel fiind notată si dispunerea L=linie);

Tabel 1.3 Prezentarea caractersiticilor generale (2)

În tabelul de mai sus se poate vedea că cea mai mare cursă a pistonului (S) este deținută de Volkswagen Polo în timp ce diametrul cilindrului (D) cu valoare superioară este deținut de Mercedes-Benz .

D=diametrul cilindrului;

S=cursa pistonului;

ᴪ=S/D ;

wp*10-3;

PL;

PS*103;

Pcil;

Analiza caracteristicilor dimensionale ale automobilelor similare

Dimensiunile principale exterioare ale unui autovehicul pot fi grupate în 3 categorii:

a)Dimensiuni de gabarit

– Lungimea totală (La) reprezintă distanța dintre două plane verticale, perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al autovehiculului și tangente la punctele extreme din față și din spate;

– Lățimea totală (la) reprezintă distanța între două plane verticale și paralele cu planul longitudinal asimetric, tangente la autovehicul, de o parte și de alta a sa. Ȋn această dimensiune nu sunt incluse și oglinzile retrovizoare;

– Ȋnălțimea totală (Ha) reprezintă distanța dintre planul de sprijin și planul orizontal tangent la partea superioară a autovehiculului fără încărcătură și cu pneurile umflate la presiunea indicată de producător.

b) Dimensiunile care reflectă organizarea autovehiculului

-Ampatamentul (L) reprezintă distanța dintre axele geometrice verticale ale punților autovehiculului;

– Ecartamentul (E) reprezintă distanța dintre planele mediane ale roților aceleiași punți;

c) Dimensiunile care reflectă capacitatea de trecere a autovehiculului

-Garda la sol (hs)

Tabel 1.4-Principalii parametrii dimensionali pentru modelele alese

Automobilele prezentate au valori ale lungimii cuprinse în intervalul [3600-4200], interval destinat segmentului european de piață B. Cât despre capacitatea de trecere se observă ca modelul Ford Fiesta este superior cu o valoare de 168[mm].

La = lungimea totală a autovehiculului;

Ha = înaltimea totală a autovehiculului;

La = lățimea totală a autovehiculului;

L = ampatamentul;

E1/E2= ecartamentul dintre rotile din fata/spate ale autovehiculului;

hs=garda la sol a autovehiculului;

1.1.4 Analiza caracteristicilor masice ale automobilelor similare

Tabel 1.5- Parametrii masici pentru modelele alese

Cea mai mare masă proprie se găsește la modelul Kia Rio pe când cea mai mică masă proprie aparține modelului Toyota Yaris. Dacă analizăm coeficientul de tară observăm două modele (Peugeot 206 si Toyota Yaris) cu un coeficient de 1.7 .

Masa proprie (m0) reprezintă masa autovehiculului echipat complet;

Masa totală (ma);

Coeficientul de tară se foloseste pentru a putea compara diferite tipuri de autovehicule:

;

1.1.5 Definitivarea tipului de automobil al cărui arbore cotit se va proiecta

După o analiza a modelelor similare prezentate mai sus automobilul al cărui arbore cotit se va proiecta are următoarele caracteristici:

aparține segmentului de piață B ( în Europa);

tipul caroseriei : hatchback;

motor cu aprindere prin comprimare cu patru cilindri dispuși in linie;

soluția constructivă: totul față;

viteza maximă în palier: 167km/h;

numărul de locuri: 5 ;

1.2 Realizarea proiectului de organizare generala

1.2.1. Predeterminarea parametrilor dimensionali exteriori

Pentru determinarea parametrilor dimensionali ai automobilului ce urmează a fi proiectat pe baza modelelor similare alese și prezentate mai sus vom folosi metoda histogramelor , metoda ce se bazeaza pe interpretarea grafică.

Evidențierea răspândirii valorilor parametrilor în funcție de numărul modelelor similare se efectuează cu ajutorul subintervalelor de observare, având la baza relația :

– dimensiunea subintervalului de observare;

– valoarea maximă/minimă a parametrului pentru care se calculeaza dimensiunea subintervalului (se specifică rotunjirea valorilor astfel încât dimensiunea subintervalului să fie un număr întreg;

n – numărul de modele similare pentru care se cunoaște dimensiunea parametrului analizat;

Numărul de subintervale de observare se determină cu relația :

k-numărul de subintervale de observare

Tabel 1.6

Figura 1.1 Distribuția valorilor lungimii totale în funcție de numărul de modele similare alese

Se observă o distribuție uniformă de valori, pentru modelele alese, în partea de mijloc a intervalului astfel vom opta pentru valoarea de 3958mm.

Figura 1.2 Distribuția valorilor lățimii în funcție de numărul de modele similare alese

Lățimea modelelor similare alese are valori majoritare ca numar de modele în partea de început a intervalului de valori, pentru o stabilitate sporită vom alege valoarea superioară a intervalului (1701,1762]. Valoarea aleasă 1762mm .

Figura 1.3 Distribuția valorilor de înalțime în funcție de numărul de modele similare alese

Intervalul predominant este reprezentat de [1430,1466], având în vedere că avem de a face cu segmentul de piață B valoarea aleasă va fi în sprijinul pasagerilor cu o înălțime medie și peste medie, aceasta fiind 1466mm.

Figura 1.4 Distribuția valorilor ampatamentului în funcție de numărul de modele similare alese

În graficul precedent se pot observa două intervale ce cuprind un număr mare de modele similare, în celelalte cazuri alegerile s-au făcut în sprijinul confortului, astfel vom încerca reducerea masei autoturismului ce urmează a fi proiectat, prin urmare din intervalul (2452,2498] se va utiliza valoarea 2452mm chiar dacă intervalul acesta deține doar 4 modele similare.

Figura 1.5 Distribuția valorilor ecartamentului față în funcție de numărul de modele similare alese

Conform graficului avem patru intervale ce cuprind un număr egal de modele similare. Intervalul ales este (1449,1468] iar valoarea 1468mm va fii folosită cu scopul creșterii stabilității și aderenței.

Figura 1.6 Distribuția valorilor ecartamentului spate în funcție de numărul de modele similare alese

În ceea ce privește ecartamentul spate, în intervalul [1420,1446] se află majoritatea modelelor similare în număr de patru, valoarea aleasă este 1446mm având în vedere alegerea făcută pentru ecartamentul față.

1.2.2. Predeterminarea parametrilor masici

Tabel 1.7

Figura 1.7 Distribuția valorilor masei utile în funcție de numărul de modele similare alese

Conform figurii prezentate majoritatea automobilelor similare alese au valori ale masei cuprinse în intervalul (1016,1109] , valoare finală aleasă fiind 1050kg deoarece o masa mai mică ar crește costurile de producție ale automobilului.

Figura 1.8 Distribuția valorilor masei totale în funcție de numărul de modele similare alese

Având în vedere valoarea aleasă pentru masa proprie a automobilului și intervalul de interes (1574,1661] se va utiliza drept masa totală a automobilului 1580kg.

Parametrii ce vor fi folosiți în proiectarea automobilului se prezintă astfel:

Tabel 1.8

Schițele automobilului conform parametrilor adoptați

Figura 1.9 Vedere din lateral

Figura 1.10 Vedere din față

Figura 1.11 Vedere din spate

1.2.3. Predeterminarea parametrilor masici ai principalelor componente ale automobilului

Tabel 1.9 Parametrii masici ai principalelor componente ale automobilului

1.2.4. Determinarea principalelor dimensiuni ale postului de conducere

Sunt folosite trei manechine diferențiate prin lungimile segmentelor piciorului ls pentru gambă și lt pentru coapsă, deoarece s-a constatat că dimensiunile torsului variază nesemnificativ. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, 90 procente. Semnificația acestui procentaj este următoarea:

pentru manechinul cu procentaj 90 înseamnă că dintr-un număr de adulți, 90% dintre ei au lungimile segmetelor ls și lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzătoare acestei tipodimensiuni de manechin;

pentru manechinul cu procentaj 50 înseamnă că dintr-un număr de adulți 50% au lungimile segmentelor mai mici sau cel mult egale cu tipodimensiunile acestui tip de manechin;

pentru manechinul cu procentaj 10 înseamnă că dintr-un număr de adulți 10% au lungimile segmentelor mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzătoare acestui tip de manchin. Numărul de adulți a fost determinat statistic.

Dimeniunile segmentelor ls și lt sunt prezentate în tabelul 1.10.

Tabelul 1.10-Dimensiunile tipodimensiunilor de manechine bidimensionale.

Poziția manechinului pe scaunul șoferului este definită de poziția articulației șoldului (R) față de partea verticală a panoului despărțitor de compartimentul motor și față de podea, de unghiul α dintre axa torsului rezemat pe scaun și verticala, de unghiurile β și δ care reprezintă unghiurile principalelor articulații (șold, genunchi și gleznă) ale manechinului bidimensional. Manechinul în această poziție este reprezentat în figura 1.12.

Figura 1.12.- Manechinul bidimensional 90%

Tabelul 1.11-Dimensiunile manechinului bidimensional

1.2.5 Întocmirea schiței de organizare generală

În acest subcapitol se vor analiza datele și valorile obținute în subcapitolele anterioare, urmând a se întocmi o schiță a autoturismului ce urmează a fi proiectat, împreună cu toate subansamblele sale.

Se vor realiza 3 vederi;

din față;

din lateral;

de sus;

Figura 1.13 Vedere din față

Figura 1.14 Vedere din lateral

Figura 1.15 Vedere de sus

Figurile arătate au caracter intuitiv, schițele automobilului fiind prezentate separat, realizate la scara în programul Autocad.

2. Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru

arborele cotit de proiectat. Alegerea justificată și definitivarea

soluțiilor tehnice pentru arborele cotit din tema de proiect.

2.1. Generalități despre subansamblul de proiectat

Arborele cotit reprezintă un element de o importanță vitală pentru motorul autoturismelor și are ca rol preluarea momentului de la fiecare cilindru transformând mișcarea liniară a pistonului datorată forței de presiune a gazelor în cilindru intr-o miscare de rotație.

Un rol secundar al arborelui cotit este de a pune în mișcare diferite sisteme auxiliare ale motorului, printre care : mecanismul de distribuție, alternatorul si pompa de răcire.

Arborele cotit este poziționat în interiorul motorului, fixat de blocul motor prin fusurile paliere.

Construcția generală a unui arbore cotit:

Figura 2.1-Construcția generală a arborelui cotit

1.fusuri palier, 2.brațe, 3.fus maneton, 4.mase echilibrare, 5.flanșă, 16.roată dințată, 7. fulie, 8. amortizor de vibratie, 9.clichet, 10. volant, 11.coroana dințată

Arborele cotit este alcătuit dintr-un număr de coturi egal cu numărul cilindrilor pentru motoarele cu dispunerea în linie si cu jumătate din numărul cilindrilor la motoarele cu dispunere în V.

În construcția unui arbore cotit trebuie să se aibă în vedere toate cerințele funcționale cum ar fi siguranță în funcționare, echilibrajul optim, lungimea și masa redusă, tehnologia de execuție cât mai simplă și preț redus.

În general, la MAS și MAC se adoptă construcții de arbori cotiți la care fiecare fus maneton este încadrat de fusuri paliere, în acest caz se asigură o rigiditate optimă. Poziția fusurilor manetoane se alege în funcție de ordinea aprinderii și a unui echilibraj cât mai complet.

Lungimea totală a arborelui cotit este determinată de distanța dintre cilindri și capătul liber. Pentru lungimi reduse ale arborelui cotit se asigură mai ușor rigiditatea necesară.

Materialul pentru arborele cotit depinde de procedeul de fabricatie si de dimensiunile arborelui. Arborele cotit se confecționeaza prin două procedee:

-forjare

Forjarea se efectuează liber sau în matriță, când lungimea arborelui cotit nu depășește aproximativ 2 m. Forjarea în matriță prezintă avantajul ca fibrele, urmând conturul presei, nu au intreruperi.

-turnare.

Turnarea este un procedeu mai nou, prezentand urmatoarele avantaje:

a) reducerea consumului de material;

b) realizarea usoara a formei tubulare;

c) realizarea usoara a formelor optime impuse de necesitatile de echilibrare si de solicitarea la oboseala.

Forjarea se efectuează liber sau în matriță, când lungimea arborelui cotit nu depășește aproximativ 2 m. Forjarea în matriță prezintă avantajul ca fibrele, urmând conturul presei, nu au intreruperi. Arborii cotiți forjați se confectionează din oțel iar cei turnați se confectionează din fontă sau oțel. Intrucât condiția de rigiditate a arborelui cotit impune dimensionarea largă a cotului, solicitarea lui coboară sub un asemenea nivel încât este posibilă utilizarea oțelurilor nealiate și anume oțelul de calitate cu conținut mediu de carbon ( OLC 45, OLC 60, STAS 880-66) cu rezistența la rupere 70…80 daN/mm2. La MAC-ul mai solicitat se utilizează oteluri aliate cu Cr, Ni, Mo, V (STAS 791-66), care au o rezistență la rupere superioară, 85…125 daN/mm2, dar și un cost ridicat. O varietate de oțel pentru arborele cotit este otelul aliat NiCrMo (C = 0.22-0.25%, Ni = 3.75-4.0%, Cr = 1.1-1.3%, Mo = 0.45-0.55%, Si = 0.25-0.35%).

Arborele cotit este confecționat din aceste materiale, pentru a rezista la solicitările de încovoiere, răsucire, uzură, șocuri si vibrații.

Arborii cotiți cu gabarit mai mic se pot confectiona din semifabricate din oțel carbon de calitate, matritat la cald.

2.2. Soluții constructive ale arborelui cotit

Construcția si dimensiunile arborelui cotit depind de o serie de factori si anume :

Tipul motorului

Numărul si dispoziția cilindrilor

Echilibrarea motorului

Tipul motorului

Prin tema de proiect este impus tipul motorului ca fiind un motor cu aprindere prin comprimare.

Numărul si dispoziția cilindrilor

Din analiza anterioară a modelelor similare a fost stabilit numărul de patru cilindri dispuși în linie, astfel analiza altor tipuri constructive ar fi fără sens

Figura 2.2 –Arbore cotit pentru motor cu 4 clindri dispuși în linie

Echilibrarea motorului

La motorul în patru timpi cu număr par de cilindri identici în linie, cu aprinderi uniform repartizate, cu plan central de simetrie, momentul extern al forțelor FR este nul.

De remarcat faptul că deși arborele cotit este echilibrat extern, există un dezechilibru intern periculos pentru lagăre și carter. Acesta se atenuează sau se elimină cu mase de echilibrare.

Pentru echilibrarea internă există mai multe metode:

se echilibrează forțele FR = echilibrare cot cu cot. (Figura 2.3a)

Soluția elimină efectul momentului intern și descarcă complet lagărele paliere de acțiunea forțelor FR. Sporește durabilitatea arborelui cotit și a lagărelor, de aceea se utilizează pentru motoarele mari.

Dezavantaj: se complică tehnologia de fabricație și crește masa arborelui cotit.

se echilibrează momentul intern, fixând mase de echilibrare la brațele extreme ale unui ansamblu de două coturi = echilibrare de ansamblu. (Figura 2.3b)

Se obține reducerea maselor de echilibrare, deoarece creste distanța dintre ele, iar unele paliere se descarcă parțial de FR. Se simplifică construcția arborelui cotit și se micșorează masa lui.

Figura 2.3

2.3 Alegerea soluției constructive pentru arborele cotit care se va proiecta

Arborele cotit ce se va proiecta va avea urmatoarele caracteristici :

dispunerea cilindrilor în linie, aceștia fiind în numar de 4;

-prin analiza modelelor similare:

Figura 2.2

soluția de echilibrare aleasă va fi cea “cot cu cot”;

-avantajele fiind prezentate mai sus;

Figura 2.3 (a)

procedeul folosit in fabricarea arborelui fiind forjarea deoarece prezinta avantajul ca fibrele nu au intreruperi ceea ce duce la proprietati mecanice mai bune.

3. Proiectarea generală a arborelui cotit

3.1. Determinarea rezistențelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare în funcție de viteza automobilului

3.1.1 Alegerea pneurilor

Pneurile pentru automobilul al carui subansamblu se va proiecta se aleg conform unei analize a modelelor similare.

Tabel 3.1

Analizand tabelul de mai sus si avand in vedere masa totala a automobilului de proiectat

codul pneului ales este 185/65R15.

3.1.2 Coeficientul de rezistenta la rulare

Cunoasterea coeficientului de rezistenta la rulare este necesara in calculul rezistentei la rulare si a puterii corespunzatoare in functie de viteza automobilului.

Tabel 3.2

Tabel extras din “Curs Dinamica- Prof.dr.ing.Cristian Andreescu “

Alegem din tabel valorile corespunzatoare pneului de constructie radiala si sectiune joasa .

Coeficientul de rezistenta la rulare se noteaza cu f si are urmatoarea formula:

, V max =167km/h (impusa prin tema)

fVmax= 0.0226

unde: -f0 este coeficientul rezistenței la rulare la viteză mică

-f01,f02 si f04 sunt coeficienții de influență a vitezei

Influenta coeficientului rezistentei la rulare in functie de viteza se evidentiaza in urmatorul grafic :

Figura 3.1

3.1.3 Determinarea rezistentelor la rulare

Rezistența la înaintare a automobilului reprezintă suma tuturor rezistențelor pe care acesta trebuie să le învingă pentru a se putea deplasa.Această rezistență la înaintare este egală cu suma dintre rezistența la rulare, rezistența aerului și rezistența la pantă.

Se va calcula doar situatia deplasarii in palier deoarece panta impusa in team de proiect este egala cu zero

-deplasare in palier (αp=0˚) complet încărcat.

Calculul se va efectua in condiții meteorologice favorabile și fără vânt.

1580*9.81=1549.9 [daN]

Calcului rezistențelor la înaintare

Rezistența la rulare

[daN]

Pentru că se consideră viteza maximă, demararea este egală cu zero iar pentru că prin tema de diplomă nu se impune panta, înseamnă că rezistența la pantă este și ea egală cu zero.

Rezistența aerodinamica

[daN]

k = coeficientul aerodinamic = 0.06125*Cx, unde Cx=0.30(adoptat)

[] ,unde Vv este viteza vântului care este egală cu zero . Vx este viteza relativă a aeruluui față de autovehicul iar Vv=V.

A reprezinta aria frontala a autovehiculului

Aceasta fiind determinata din vederea frontala a autovehiculului realizat in programul Autocad cu ajutorul comenzii -> Area

A=1.928 m2

Pe baza informatiilor de mai sus se determina rezistentele la inaintare inglobate in urmatorul tabel.

Tabel 3.3

Reprezentarea grafica a rezistentelor la inaintare

Figura 3.2 Reprezentarea grafica a rezistentelor la inaintare

3.1.4 Calculul puterilor corespunzătoare rezistențelor la înaintare

Pentru acest calcul se foloseste următoarea formulă:

[kW]

unde P reprezinta puterea in functie de R (rezistenta ce se va inlocui in formula)

Suma puterilor corespunzătoare rezistențelor la înaintare:

Fiecare putere se calculeaza inlocuind in formula de mai sus rezistentele aferente fiecarei puteri.

Rezultatele se vor prezenta sub forma tabelului 3.4 si a figurii 3.3.

Tabel 3.4 Puterile corespunzatoare rezistentelor la inaintare

Puterile corespunzatoare rezistentelor la inaintare

Figura 3.3

3.2 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului.

Prin tema de proiect valoarea impusa a vitezei maxime este de 167km/h. Astfel pentru a avea o anumită acoperire, din punct de vedere al puterii, se poate admite că atingerea vitezei maxime se obține pe o pantă foarte mică, p0 = (0,05…0,3) % .

Se va utiliza in calcul p0=0.1% însemnând ca αp = 0,045 °

Bilanțul de putere este:

Unde:

Pr este puterea disponibilă la roată

Prul este puterea necesară pentru învingerea rezistenței la rulare a automobilului

Pp este puterea necesară învingerii rezistenței la urcarea pantei

Pa este puterea necesară învingerii rezistenței aerului

Pd este puterea necesară învingerii rezistenței la demarare

Din condiția V=Vmax rezultă ca = 0 deci Rd = 0 implicit si Pd = 0

Înlocuind în formula de mai sus va rezulta:

Cunoscând toți termenii relației de mai sus putem calcula puterea la roată la viteza maximă.

Pr = 49 kW

, unde reprezinta randamentul transmisiei adoptate,

Pentru a trasa caracteristica exterioară se foloseste :

Unde:

Pmax este puterea maximă a motorului

np este turația la puterea maximă

Avand in vedere ca tema de proiect impune un motor cu aprindere prin comprimare, coeficientul de adaptabilitate (ca ) si coeficientul de elasticitate (ce ) se vor adopta conform distributiei valorilor lor in randul modelelor similare.

Tabel 3.5

Figura 3.4

Figura 3.5

Valorile adoptate:

Ce=0.4

Ca=1.31

1.17 0.69 0.86

1.19 0.61

α,β si γ sunt coeficienți de formă corespunzători turațiilor joase

α΄,β΄ si γ΄ sunt coeficienți de forma corespunzători turațiilor ridicate

Ținându-se cont de valorile recomndate:

ζ = 0.9…1.0 pentru M.A.C

Se alege valoarea ζ = 1

Astfel acum se calculează puterea maximă necesară motorului teoretic, din relația de mai jos:

Pentru trasarea graficelor reprezentative motorului la sarcina totala se folosesc relatiile:

[Nm]

Tabel 3.6

Conform diagramei alaturate cu siguranta np =4000rot/min

Astfel np=nmax avand de a face cu un motor M.A.C.

Din conditia nmin=0.2*nmax=>

nmin=800 rot/min

Figura 3.6

Tabel 3.7

Figura 3.7

3.3 Calculul termic

Calculul termic al unui motor mai este cunoscut si sub denumirea de “calculul ciclului de lucru al motorului”, se realizeaza in incercarea determinarii anticipate a parametrilor proceselor ciclului motor, a indicilor energetici si de economicitate, si a presiunii gazelor in cilindrii.

Aceste date ne ofera posibilitatea stabilirii dimensiunilor fundamentale ale motorului, si trasarea diagramei indicate.

3.3.1 Evaluarea rapiditatii motorului

Pentru proiectarea noului motor vom avea in vedere cerintele din tema de proiect .Astfel se va proiecta un motor cu aprindere prin comprimare , avand in vedere nivelul de dezvoltare atins pe plan mondial acesta va fi unul supraalimentat.

Astfel vom incepe calculul cu determinarea puterii litrice pe care motorul va trebui sa o dezvolte :

Puterea litrica

[kW/dm3] (1)

Conform modelelor analizate valoarea parametrului va fi Pl=40 [kW/dm3]

Din relatia (1), se determina cilindreea motorului:

[dm3] (2)

In continuare se poate calcula presiunea medie efectiva la regimul pentru care se efectueaza calculul :

[MPa] (3)

Preestimand randamentul mecanic din intervalul dedicat motoarelor MAC in 4 timpi supraalimentat [0.90…0.85]-> =0.85 putem determina valoarea presiunii medii indicate:

1.411 [MPa] (4)

Mai departe avem nevoie de o valoare convenabila pentru raportul

(5)

(pentru MAC destinat automobilelor =0.9…1.2)

adoptat =1.1

Se determină alezajul și cursa:

[mm] (6)

80.3 [mm] (7)

Dupa stabilirea dimensiunilor fundamentale ale motorului se determina viteza medie a pistonului :

[m/s] (8)

-valoare ce apartine intervalului (7…13) [m/s] aferent motoarelor MAC in 4 timpi destinate automobilelor, fiind mai mare ca 10 vom avea de a face cu un MAC rapid.

3.3.2 Calculul proceselor

Figura 3.8

In figura 3.8 este reprezentata diagrama teoretica indicata pentru un M.A.C. in care a fost inscrisa diagrama reala ,ceea ce implica ardere mixta (partial izocora, partial izobara)

Incepand cu relatia de calcul a presiunii medii indicate pentru un caz teoretic :

(9)

si avand in vedere pierderile introduse de lucrul mecanic de pompaj si de rotunjirea diagramei teoretice, se exprima presiunea medie indicata ca fiind:

– (10)

Factorii de rotunjire se incadreaza in intervalele:

=0.94…0.97

=0.75…0.85

Presiunea de admisie (pa)

ps =0.14[MPa]

ps=(1.02…1.16)pa

pa=0.13[MPa]

ps-presiunea de supraalimentare in colectorul de admisie

Presiunea de evacuare (pev)

pev=1.07ps

pev=0.15[MPa]

Temperatura aerului dupa suflanta este :

=349.48 [K] (11)

unde:

T0=298[K]

ms=1.8…2(exponentul politropic de comprimare in suflanta)

ms=1.9( valoare adoptata)

Avand in vedere rezultatul presiunii medii indicate determinate la relatia (4) si a valorilor adoptate ale parametrilor:

pa =0.13 [MPa]

pev=0.15 [MPa]

=0.95

0.8

Presiunea medie indicata a ciclului teoretic echivalent are valoarea :

= 1.568[MPa] (12)

Pentru continuarea calculului este necesara precizarea valorilor urmatorilor parametri:

-intervalele de interes privesc strict motoarele MAC supraalimentate.

raportul de comprimare ε -> 14…20 => ε=15.5

exponentul politropic mediu al comprimarii mc -> 1.30…1.37 => mc=1.36

exponentul politropic mediu al destinderii md -> 1.28…1.32 => md=1.30

gradul de destindere prealabila ρ-> 1.20…1.70 => ρ=1.4

temperatura gazelor la sfarsitul admisiei Ta-> 320… 350 => Ta=360[K]

Acum putem calcula parametrii de stare la sfarsitul compresiei:

= 5.404[MPa] (13)

=965.65 [K] (14)

Se adopta raportul de crestere a presiunii pe durata arderii

=1.6…2.5 – MAC rapid cu injectie directa in volum. (15)

=2

acum se va calcula presiunea maxima a ciclului teoretic

=10.808 [MPa] (16)

(17)

Valorile presiunii determinate ar trebui sa se incadreze in intervalul 9…15 [MPa],ceea ce se si intampla conform rezultatului relatiei (16).

Calculul Arderii

Avand in vedere ca tipul de combustibil utilizat este definit de motorina (motorul fiind MAC), pentru efectuarea calculului vom preciza compozitia acestui combustibil:

c=0.857 (kgC/kg comb.) -> carbon

h=0.133 (kgH2/kg comb.) -> hidrogen

o=0.01 (hgO2/kg comb.) -> oxigen

Cantitatea de aer minim necesara pentru arderea completa a 1 kg de combustibil se determina cu formula:

=0.4968 [kmol aer/kg comb.] (18)

Compozitia gazelor de ardere depinde de coeficientul de dozaj al aerului, .

La MAC, arderea decurge intotdeauna cu exces de aer ( >1), compozitia molara de ardere se arata prin relatiile:

=0.0714 [kmol CO2/kg comb.]

=0.0665 [kmol H2O/kg comb.]

=0.1043 [kmol O2/kg comb.]

= 0.7851 [kmol N2/kg comb.]

Valorile depind de configuratia camerei de ardere a motorului. pentru MAC rapid cu injectie directa in volum-> 1.8….2.2 , vom adopta :

=2

Cantitatea initiala de incarcatura proaspata,este:

=0.9938 [kmol aer/kg comb.] (19)

Cantitatea de gaze arse :

=1.0273 [kmol g.a./kg comb.] (20)

Coeficientul dinamic de variatie molara se defineste ca raportul dintre numarul de moli de gaze arse si numarul de moli din amestecul initial:

=1.0337 (21)

Valorile lui μ0 pentru MAC sunt reprezentate in functie de valoarea coeficientului de dozaj al aerului in figura 3.9.

Figura 3.9

Numarul de kilomoli de gaze arse reziduale se pot calcula cu ecuatia de stare a gazelor perfecte:

=0.000000909 [kmoli g.a./ciclu] (22)

unde:

pev [MPa]-presiunea de evacuare;

Tr[K]-temperatura gazelor reziduale , pentru MAC, Tr=600…900[K]->Tr=800[K];

Vc=Vs/( ε-1) [dm3]-volumul camerei de ardere, Vc=0.0336[dm3];

R=8314 [J/kmol∙K]-constanta universala a gazelor;

Numarul de kilomoli de incarcatura initiala se calculeaza cu realtia:

= 0.00002092 [kmol/ciclu] (23)

incarcatura proaspata rezultand prin diferenta celor doua cantitati:

= 0.000020063 [kmol/ciclu] (24)

Dupa obtinearea acestor date putem calcula :

coeficientul de gaze arse reziduale

=0.0375 (25)

coeficientul de umplere pentru motoarele supraalimentate

=0.9013 (26)

unde:

,cu caderea de temperatura in racitorul intermediar 40…70[K] ->

=40[K]

=389.47[K]

coeficientul total de variatie molara

=1.0325 (27)

unde:

Nga=μ0∙Npr, corespunzator numarului de moli de gaze arse.

Astfel valoarea temperaturii gazelor la sfarsitul arderii:

= 2618.71 [K] (28)

cantitatea de combustibil ce poate fi arsa complet pe ciclu in cilindru este:

=0.0405 [g] (29)

cantitatea de combustibil ce arde cu coeficientul de dozaj este:

=0.02025 [g] (30)

Cantitatea de caldura ce poate fi degajata teoretic prin arderea acestei cantitati de combustibil este pentru MAC:

=0.847[J] (31)

unde:

Qi[kJ/kmol]-reprezinta puterea calorica inferioara a combustibilului utilizat;

Qi=41850kJ/kg pentru motorina

Se determina valoarea caldurii degajate in mod real prin arderea combustibilului in cilindru:

=0.677[J] (32)

unde:

ξ-coeficientul de utilizare al caldurii degajate prin arderea combustibilului in cilindru,

pentru MAC acesta are valori cuprinse in intervalul 0.7…0.88-> ξ adoptat=0.8

Acum se va determina volumul cilindrului la sfarsitul arderii

=0.0303[dm3] (33)

si a parametrilor de stare la finalul destinderii

=1272.73[K] (34)

=0.474[MPa] (35)

Diagrama indicata in coordonate P-V

Figura 3.10

3.3.3 Indicii tehnico-economici ai motorului

Parametri indicati:

Randamentul indicat:

=0.4873 (36)

RM=8.315[kJ/kmol∙K

Consumul specific indicat:

=176.52 [g/kWh] (37)

Parametrii efectivi:

Randamentul efectiv:

=0.4142 (38)

Consumul specific efectiv:

207.670 [g/kWh] (39)

Consumul orar de combustibil:

=11.17 [kg/h] (40)

3.4 Bilantul termic al motorului

Bilantul se realizeaza pentru un kilogram de combustibil:

[kJ/kg comb.] (41)

unde:

Qe – caldura transformata in lucru mecanic efectiv;

Qr – caldura pierduta prin sistemul de racire;

Qg – caldura preluata de gazele de evacuare;

Qrez -termenul rezidual;

Caldura transformata in lucru mecanic efectiv:

= 17334.3[kJ/kg comb.] (42)

in exprimare procentuala

41.4% din Qi=41850[kJ/kg] (43)

Caldura pierduta prin sistemul de racire:

= 9417.27[kJ/kg] (44)

unde:

= 105190.94[kJ/h]; (45)

D si S se introduc in [cm];

in exprimare procentuala:

22.5% (46)

Caldura pierduta prin gazele de evacuare:

=13814.42[kJ/kg] (47)

unde:

= 855.93[K]

=1265[kJ/kmol], unde ∆T=40[K]

in exprimare procentuala:

=33% (48)

Termenul rezidual;

1284.01 (49)

in exprimare procentuala:

=3.06% (50)

3.5 Calculul dinamic

Alegerea tipului de mecanism biela-manivela

Mecanism biela-manivela cu piston portant, de tip normal (solutie prezenta la dispunerea cilindrilor in linie ). Se alege mecanismul de tip axat care este cel mai simplu si la care seria Fourier a fortelor de inertie ale maselor cu miscare de translatie aferente echipajului mobil al unui cilindru,Ft, nu contine armonicile de ordin impar (p>1, p=3,5,7,9…).

Calculul dimensiunilor principale ale mecanismului

Mecanismele cu biele lungi Λ≤1/4 conduc la o reducere a valorii maxime a fortei normale

N, care se aplica pistonului portant pe cilindru, motiv pentru care valoarea adoptata va fi :

Λ = (pentru M.A.C, Λ=…) (51)

Astfel:

40.15 [mm] –raza manivelei

160.6[mm] –lungime biela

Stabilirea maselor pieselor in miscare ale mecanismului motor

Acest lucru se realizeaza prin predimensionarea acestora,calculul aproximativ al volumelor si alegerea materialelor pentru cunoasterea densitatii.

mgp=(1.2…1.5)mp [kg]

unde:

mp- masa pistonului

Densitatea aparenta a pistonului este:

[kg/dm3] (52)

unde:

D [mm] –alezajul cilindrului,

Densitatea aparenta pentru un motor MAC in 4 timpi :

= 0.9…1.4 [kg/dm3]- Aliaje de aluminiu

(adoptat)=1.2 [kg/dm3]

Astfel:

0.4668 [kg] ,D [dm] (53)

Masa grupului piston:

0.60684[kg] (54)

Masa bielei:

1.254 [kg] ,D[mm] (55)

unde :

-se adopta pentru MAC rapid = 0.3[g/mm2] din intervalul (0.09…0.5) [g/mm2]

Masa aflata in miscare de translatie mtr [kg]

=0.9516 [kg] (56)

Calculul fortelor si momentelor care actioneaza asupra echipajului mobil al unui cilindru

Calculul fortelor si momentului motor indicat se realizeaza sub forma tabelara.

F-forta in lungul axei cilindrului :

(57)

Fp-forta de presiune a gazelor :

(58)

unde:

p [bar];

pc[bar]-presiunea din carter ;

pc=0.1[MPa]=1[bar];

D[cm];

Forta de inertie a maselor cu miscare de translatie Ft:

(59)

unde:

jB -acceleratia pistonului

jB/Rω2 -acceleratia relativa a pistonului

jB/Rω2 =cosα + cos2α ; =R/L

mtr=[kg] , R[m], ω=[rad/s]

Forta in lungul bielei K :

[N] (60)

unde:

– oblicitatea bielei =arcsin(sin α); α[rad] ;

Forta normala N:

[N] (61)

Forta in lungul manivelei Z:

[N] (62)

Forta tangentiala T:

[N] (63)

Momentul motor M:

[Nm] (64)

Forta de inertie a partii din biela in miscare de rotatie FA:

[N] (65)

unde:

mA=0.725 mb=0.909[kg]

Tabelul si graficele aferente calculului dinamic

Figura 3.11

Figura 3.12

Figura 3.13

Calculul momentului motor rezultant mediu

=151.56[Nm] ,i nr. cilindri (66)

Puterea motorului se verifica cu relatia :

=53.93[kW] (67)

Pe initiala =53.8[kW]

Eroarea este de 0.13[kW] ceea ce reprezinta 0.24%<5% astfel calculul se considera efectuat corect.

3.6. Calculul de dimensionare și verificare a componentelor mecanismului motor

3.6.1 Pistonul

Dimensionarea pistonului

Figura 3.14

3.6.2 Bolțul

Dimensiunile bolțului se adoptă se baza datelor statistice și se efectuează calculele de verificare a rezistenței la uzură, a solicitărilor mecanice și a deformațiilor precum și precizarea prin calcul a jocurilor de montaj.

Dimensiunile constructive ale bolțului

3.6.3 Segmentii

Figura 3.15 Dimensiunile segmentului și canalului din piston

Aplicarea pe segment a unor straturi superficiale dure mărește rezistența la uzare, cromarea poroasă reduce uzura segmentului de 2…5 ori, și se aplică în general segmentului de foc.

La proiectare se va ține seama de recomandările din figura și tabelele :

t – grosimea radială a segmentului;

d1s – diametrul interior al segmentului;

d1c – diametrul canalului de segment;

Dcil – alezajul cilindrului;

b – grosimea axială a segmentului;

hc – înălțimea canalului de segment;

tc – dimensiunea radială a canalului;

R – raza fundului canalului;

Ja – jocul pe flancurile segmentului (Ja = hc-b);

JP – jocul piston-cilindru;

Jr – jocul radial al segmentului; Jr =1/2(dis-dic)

Înălțimea canalului de segment (hc)

Jocul pe flancurile segmentului ja și jocul radial jr [mm]

3.6.4 Biela

Piciorul bielei

Figura 3.16

Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei se determină inițial pe baza datelor constructive obținute prin metode statistice.

Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei.

Corpul bielei

Dimensiunile caracteristice mai răspândite pentru profilul în dublu T al corpului bielei sunt determinate pe baza prelucrărilor statistice ale construcțiilor existente

Dimensiunile corpului bielei

Capul bielei

Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile fusului maneton.

3.6.5 Arborele cotit

Având în vedere condițiile de funcționare, prin calcul, arborele cotit se verifică la presiune specifică și încălzire, la oboseală și la vibrații de torsiune.Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptându -se prin prelucrarea statistică a dimensiunilor arborilor cotiți existenți.

Concomitent cu dimensionarea arborelui cotit se adoptă și configurația contragreutăților. (masa și poziția centrului de greutate se determină la calculul dinamic al motorului).

Dimensiunile relative ale elementelor arborelui cotit

Proiectarea contragreutăților pentru echilibrarea forțelor de inerție Fr ale maselor cu mișcare de rotație

Știind că:

(1)

Se calculează:

(2)

Unde Sc este momentul static necesar

(3)

mA = 0.725 mb, z = 1 (linie),

, , (4)

, , (5)

, , (6)

, (7)

(8)

Unde:

R3 ≤ R3max

J = 1…2 mm

Dupa efectuarea calculului a rezultat ca φ < 75˚astfel se alege φ = 75˚ și se calculează R3.

R3=87.

Verificarea fusurilor la presiune și la încălzire

Pentru a se preveni expulzarea peliculei dintre fusuri și cuzineți trebuie să le limiteze presiunea maximă pe fusuri.

Presiunea specifică convențională maximă pe fusurile manetoane și paliere se calculează cu relațiile:

=12.91[MPa] (1)

Figura 3.17

= 8.58 [MPa] (2)

unde: Rmmax, Rp max sunt forțele maxime care încarcă fusurile manetoane și respectiv paliere, valorile lor determinându-se din diagramele polare desfășurate.

Presiunea specifică medie convențională pe fusurile manetoane și palire se determină cu relațiile:

=8.31[MPa] (3)

= 4.24 [MPa] (4)

-unde Rm și Rp reprezintă mediile aritmetice ale valorilor forțelor care încarcă fusurile manetoane și paliere.

Valorile admisibile ale presiunilor pe fusurile arborelui cotit

Verificarea fusului la încălzire se efectuează inițial pe baza unui calcul simplificat și aceasta se referă la determinarea valorii coeficientului de uzură.

=4.32 (5)

=3.71 (6)

unde:

= viteza relativă dintre fus și cuzinet în m/s;

 – coeficientul de conectare a vitezei relative (pentru 1/l=4; =1,054)

Verificarea la oboseală

Calculul arborelui cotit ca o grindă static nedeterminată implică dificultăți. De aceea calculul impune adoptarea unei scheme simplificate de încărcare și deformare care consideră arborele cotit ca o grindă discontinuă alcătuită dintr-un număr de părți egal cu numărul coturilor. Calculul se efectuează pentru fiecare cot în parte în următoarele ipoteze simplificatoare:

a) fiecare cot reprezintă o grindă simplu rezemată pe două reazeme ;

b) reazemele sunt rigide și coaxiale;

c) momentele încovoietoare în reazeme se neglijează;

d) fiecare cot lucrează în condițiile amplitudinilor maxime ale momentelor de încovoiere și de torsiune și a forțelor variabile ca semn;

e) în reazemul din stânga cotului acționează un moment de torsiune Mpj egal cu suma momentelor coturilor care preced cotul de calcul, iar la reazemul din dreapta acționează momentul Mp(j-1)

Figura 3.18 Schema forțelor carea acționează asupra unui cot al arborelui cotit

Calculul fusului palier

Fusul palier este solicitat la torsiune și încovoiere după un ciclu asimetric. Deoarece lungimea fusurilor este redusă, momentele încovoietoare au valori mici și în aceste condiții se renunță la verificarea la încovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioară a arborelui cotit sunt solicitate la momente de răsucire mai mici decât acelea care acționează în fusurile dinspre partea posterioară a arborelui și mai ales în fusul final, deoarece în aceasta se însumează momentele medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvoltat pentru fiecare fus în parte, ceea ce implică însumarea momentelor de torsiune. Momentele de intrare (Mpj) și ieșire (Mpj-1) pentru fiecare cot sunt:

(7)

(8)

Însumarea momentelor de torsiune trebuie să țină seama de ordinea de aprindere, iar valoarea momentului de torsiune pe fiecare fus se determină tabelar.

Avand in vedere dimensiunea intregului tabel se vor selecta doar momentul maxim si minim .

Determinarea momentelor de torsiune pe fiecare fus palier

= -16.88 [N/mm2] (9)

= 34.06 [N/mm2] (10)

Aplitudinea tensiunilor și valoarea tensiunii medii se calculează cu relațiile:

= 25.47 (11)

= 17.18 (12)

Coeficientul de siguranță se calculează cu relația:

= 6.26 (13)

unde: ; ; ;

; ; ;

Valorile calculate pentru coeficientul de siguranță trebuie să fie superioare valorilor de 2…3 pentru MAC supraalimentat.

Calculul fusului maneton

Fusul maneton este solicitat la încovoiere și torsiune. Calculul se efectuează pentru un cot care se sprijină pe două reazeme și este încărcat cu forțe concentrate . Deoarece secțiunea momentelor maxime ale acestor solicitări nu coincide în timp, coeficientul de siguranță se determină separat pentru încovoiere și torsiune și apoi coeficientul global de siguranță.

Reacțiunile în reazeme se determină din condițiile de echilibru ale forțelor și momentelor. Este convenabil ca forțele ce acționează asupra fusului să se descompună după două direcții: una în planul cotului, cealaltă tangențială la fusul maneton.

În calculul se folosec următoarele simboluri pentru forțele care acționează asupra cotului: Az,AT,Bz,BT – reacțiunile din reazemele A și B în planul cotului și în planul tangent la fusul maneton; Fbr – forțele de inerție produse de masele neechilibrate ale brațelor; Fm – forța de inerție produsă de masa manetonului; F2b – forța de inerție produsă de masa bielei în mișcare de rotație; Fcg – forțele de inerție produse de masele contragreutăților; Zk și Tk – forța normală și respectiv tangențială la fusul maneton k.

Schema de calcul a reacțiunilor în reazeme

Pentru arborele cotit cu contragreutăți egale în prelungirea fiecărui braț ,reacțiunile în planul cotului și în planul tangent sunt date de relațiile:

(14)

(15)

Calculul fusului maneton la încovoiere

(16)

Fusul maneton este prevăzut cu un orificiu pentru trecerea uleiului cu un unghi φ față de axa manivelei. Concentrarea maximă a tensiunilor se produce la marginea acestui orificiu.

Momentul de încovoiere Mi care acționează în planul orificiului de ungere U-U se calculează cu relația :

(17)

Calculul se realizeaza tabelar.

Cu valorile maxime și minime ale momentului încovoietor extrase din tabelul întocmit se calculează valorile maxime și minime ale tensiunilor:

(18)

(19)

Coeficientul de siguranță pentru solicitarea de încovoiere este dată de relația: =4.68 (20)

La calculul coeficientului de siguranță pot fi adoptate următoarele valori:

k= 1,9…2,0;  = 0,7…0,8;  = 0,09…0,10;  = 0,7…0,8; -1 = 250…350

N/mm2,

oțel carbon; 500…550 N/mm2 oțel aliat; 260…280 N/mm2 fontă cu grafit nodular.

Calculul fusului maneton la torsiune

Momentul care solicită fusul maneton la torsiune se calculează cu relația:

(21)

Schema pentru determinarea momentului în planul orificiului de ungere

Calculul se organizează tabelar pentru a găsi valorile maxime și minime ale momentului de torsiune care solicită fusul maneton.

Calculul momentului de torsiune a fusului maneton

Valorile maxime și minime ale tensiunilor de torsiune se calculează cu relațiile:

= 73.84[N/mm2 ] (22)

= -24.98[N/mm2 ] (23)

Modulul de rezistență polar pentru fusul maneton cu orificiu excentric se calculează cu relația: = 16.25 (24)

- coeficientul de corecție funcție de excentricitatea relativă a găurii (= 2*/(dm-dmi))

Coeficientul de corecție pentru calculul modulului de

rezistență polar al fusului maneton cu orificiu excentric

Coeficientul de siguranță pentru solicitarea de torsiune este dat de ecuația:

= 2.45 (25)



k  = 1,8…2,0;

 = 0,7…0,8;

 = 0,08…0,10;

 = 1,1…1,4;

- 1 = 180…220N/mm2 – oțel carbon ;

-1 = 280…320 N/mm2 – oțel aliat;

-1 = 160…180 N/mm2 – fontă cu grafit nodular.

Coeficientul global de siguranță al manetonului se determină cu relația:

= 3.18 (26)

La motoarele cu aprindere prin comprimare valorile coeficientului global de siguranță al manetonului, trebuie să fie cuprinse 3,0…3,5.

Calculul brațului arborelui cotit

Schema de calcul a brațelor arborelui cotit

Brațul arborelui cotit este solicitat de sarcini variabile de întindere, compresiune, încovoiere și torsiune. Coeficienții de siguranță pentru aceste solicitări se determină în mijlocul laturii mari a secțiunii tangente fusului palier.

În planul cotului ia naștere o solicitare compusă de încovoiere produsă de momentul Miz = Bz*a și compresiune produsă de reacțiunea Bz.

Tensiunea totală are expresia:

=253.4 [N/mm2] (27)

În funcție de valorile extreme ale reacțiunii Bz se calculează tensiunile normale de

încovoiere și compresiune maxime și minime:

= 340,14 [N/mm2] (28)

=26 [N/mm2]

Coeficientul de siguranță la încovoiere se determină cu relația:

= 2.45 (29)

În calculele de proiectare, la determinarea coeficientului de siguranță se au în vedere următoarele valori:

γσ=1.00…1.15; = 0.1…0.2; iar se adoptă din imaginea :

Diagramă pentru determinarea k/

Deoarece efortul unitari produs de momentul MiT în punctul I este nul, solicitarea la oboseală în planul brațului nu se ia în considerare.

Brațul arborelui cotit este supus la solicitarea de torsiune dată de momentul

MT=BT ∙a, care determină tensiunea tangențială;

=196.52 [N/mm2] (30)

Coeficientul k ia valori din figura:

Valorile coeficientului k

Pentru valorile extreme ale momentului de torsiune se calculează tensiunile tangențiale maxime și minime:

= 225.12 [N/mm2] (31)

= 186.46 [N/mm2]

Coeficientul de siguranță la solicitarea de torsiune se determină cu relația:

= 4.35 (32)

Se adoptă următoarele valori ale coeficienților: ;

Coeficientul global de siguranță pentru braț este calculat cu ecuația:

= 3.28 (33)

Valorile admisibile ale coeficientului global de siguranță sunt: Cbr = 3,0…3,5 (MAC).

4.Mentenanța arborelui cotit

Figura 4.1 Arbore cotit pentru motor cu 4 cilindri în linie

Ca urmare a exploatării normale a motorului, arborele cotit se uzează sau poate prezenta anumite defecțiuni. În majoritatea cazurilor aceste inconveniente pot fi remediate prin reconditionare.

În vederea reconditionării, arborele cotit este supus unui control minuțios, pentru stabilirea mărimii si caracterului uzurilor precum si a defecțiunilor. În acest context, o deosebită importanță se acordă depistării fisurilor sau crăpăturilor. Determinarea corectă a acestora se face prin defectoscopie electromagnetică sau cu ultrasunete.

Prezența fisurilor sau crăpăturilor conduce la reformarea arborelui cotit. În timpul funcționării motoarelor, arborii cotiti se uzeaza pe toate suprafetele de frecare, dar in mod deosebit pe suprafetele fusurilor paliere și manetoane. Sub influența sarcinilor dinamice variabile, fusurile arborilor cotiți se uzează în mod neuniform, devenind ovale si conice. Uzura, conicitatea si ovalitatea fisurilor, combinată cu uzura cuzineților, determină majoritatea jocurilor dintre ele si inrăutațirea condițiilor de frecare. Pentru restabilirea jocurilor normale între arbore și cuzineți, arborii cotiți se reconditionează după metoda treptelor de reparație. Recondiționarea constă în rectificarea la diametrele de reparație stabilite a fusurilor paliere si manetoane, în refacerea găurilor, filetelor și canalelor de pană uzate, în curățirea canalelor de ungere și în îndreptarea arborelui în cazul în care este îndoit. Arborii cotiți se pot recondiționa și la dimensiuni nominale prin cromarea sau metalizarea fusurilor.

Pentru reconditionarea arborilor cotiți este stabilită o tehnologie proprie care presupune remedierea fiecărui defect al arborelui motor, cu excepția fisurilor, crăpăturilor, rupturilor și uzurilor peste limita care impun rebutarea arborilor respectivi.

4.1 Defectele arborilor cotiți

-Încovoierea arborilor ;

Încovoierea și torsiunea se controlează pe o placă de control, arborele cotit așezându-se pe două prisme, iar cu ceasul comparator plasat la fusul central se verifică încovoierea, aceeași verificare se face și la flansa arborelui pe circumferință. Pentru torsionare, verificarea cu comparatorul se execută în partea frontală a flanșei.

Încovoierea si răsucirea se înlătură prin îndreptarea arborelui cotit, la rece, cu o presa hidraulică, dupa îndreptare se face rectificarea fusurilor. Abaterea admisă este de 5 µm pentru autoturisme. La arborii cotiți din fonta nodulară, îndreptarea se face numai când săgeata are valoare mică.

Operația de îndreptare a arborelui cotit :

Figura 4.2 Depistarea erorii cu ajutorul ceasului comparator

Figura 4.3 Tensionarea arborelui

Figura 4.4 Îndreptarea prin vibro-lovire

– Uzarea fusurilor (ovalitate și conicitate);

Uzarea se constată prin măsurarea cu micrometrul. Aceasta este cauzată de acțiunea forțelor centrifuge, frecarea cu suprafetele cuzineților, impurități în uleiul de ungere, linie de arbore înclinată. Fusurile au, în general, o uzură mai mare față de paliere, de obicei, fusul palier este mai uzat din cauza dezechilibrului dat de volant. Remedierea consta în rectificarea fusurilor pe mașini de rectificat arbori cotiți, la treapta de reparație corespunzătoare. Fusurile paliere se rectifică, respectând coaxialitatea lor. Rectificarea se face pe mașini de rectificat arbori cotiți.

Figura 4.5 Mașina de rectificat arbori cotiți

La palierul central se va menține, în limitele toleranțelor, lățimea cât și raza de curbură. După fusurile palier se rectifică fusurile maneton.

Când rectificarea arborilor a atins cota maximă, se reconditionează prin majorarea diametrului fusurilor, folosind una din metodele:

– metalizarea cu aliaje dure, apoi rectificare si lustruire.

– încarcarea prin sudare în mediu gazos de protectie ( 75% argon si 25% CO2).

– încarcarea prin vibrocontact cu electrozi care se pot căli, apoi rectificare și lustruire.

– cromare poroasă, rectificare, lustruire.

-Metalizare cu arc electric

În procesul de pulverizare cu arc electric, două sârme conductibile electric sunt topite cu ajutorul unui arc electric. Materialul topit este atomizat cu un jet de aer comprimat si proiectat către suprafața substratului (piesa de metalizat). Particulele topite, la impactul cu substratul, se vor solidifica rapid pentru a forma o acoperire.

Acest proces de pulverizare cu arc realizat în mod corect este numit „proces rece” deoarece suprafața substratului poate fi menținută temperatura scăzută în timpul procesului evitând deteriorarea, schimbări metalurgice și deformari geometrice ale substratului.

În cazul în care după măsurători se constată că arborele nu mai corespunde la nici o cotă de reparație dată de catre fabricant, piesa respectivă se poate salva și remedia cu ajutorul tehnologiei de metalizare cu arc electric, după care arborele se rectifică la cota admisă.

Figura 4.6 Metalizare cu arc electric

După încarcare, fusurile sunt tratate termic, rectificate și finisate.

-Uzarea filetelor ;

Filetele uzate se refiletează și bătaia frontală a flanșei se înlatură odată cu îndreptarea arborelui.

Rectificarea finală este de finisare (șlefuire sau lustruire cu un disc de pânză îmbibat cu pasta de rodat sau cu pânză abrazivă foarte fină).

Fig 4.7 Ruperea arborelui cotit

Fig. 4.8 Ruperea arborelui cotit

Ruperea arborelui cotit are loc mai rar și are drept cauze :

uzura execesivă în lagăre

solicitări la incovoiere sau răsucire datorate necoaxialității lagărelor

detonații puternice

lipsa ungerii.

Remedierea constă în înlocuirea arborelui cotit și a celorlalte organe deteriorate.

-Uzarea canalelor de pană;

Canalul de pană uzat se incarcă cu sudura prin vibrocontact și se frezează un altul decalat cu 90°. Locașul bucșei arborelui primar uzat se recondiționează prin deplasarea bucșei de bronz și montarea alteia cu diametrul exterior majorat.

Dacă este rulment, atunci acesta se extrage, se alezează locașul, se presează o bucșă cu strângere de 0.07-0.10 mm, după care se alezează la cota nominală și se montează rulmentul. Se mai poate remedia și prin utilizarea unui rulment cu diametrul exterior majorat prin cromare dură. Filetele uzate se refac la trepte de reparație. Bătaia frontală a flanșei se înlatură odată cu îndreptarea arborelui.

Rebutarea arborelui are loc când prezintă fisuri, crăpături pe fusuri care nu dispar la rectificare, diametrul fusurilor este sub cota minimă, lungimea fusurilor este peste limită, prezintă răsucire, crăpături, rupere. Înlocuirea semicuzineților arborelui cotit se face când motorul este demontat, pentru a se putea efectua măsurători ale fusurilor și semicuzineților și constata abaterile față de jocurile prescrise.

La paliere, măsurarea se face cu micrometrul de interior sau cu comparator, iar semicuzineții (după scoaterea arborelui) se montează cu capacele respective, șuruburile fiind strânse cu cheia dinamometrică la momentul prescris. Prin calcule, se constată jocurile și treapta de reparație, ținând cont și de uzura și abaterea de la forma cilindrică a fusurilor.

Semicuzineții se înlocuiesc cu alții noi, la treapta de reparație corespunzatoare diametrului rectificat al fusurilor, aceștia se montează in locașuri, se așează arborele și se strâng capacele pentru verificarea respectării jocurilor de montaj și a suprafeței de contact a fusurilor cu semicuzineții, precum și a rotirii ușoare a arborelui. Numai după această probă se finalizează montajul, șuruburile capacelor de la lagărele paliere strângându-se la momentul indicat.

Verificarea arborelui cotit urmăreste urmatoarele aspecte:

– starea fusurilor paliere și al fusurilor manetoane și se constată eventualele uzuri;
– starea canalelor de ungere;
– starea conurilor de proiecție al găurilor de centrare între vârfuri;
– încovoierea sau torsionarea.

Procesul tehnologic de recondiționare a arborelui cotit, cuprinde următoarele reparații:

– recondiționarea fusurilor paliere ;
– recondiționarea fusurilor manetoane ;
– recondiționarea canalului de pană ;
– recondiționarea fisurilor ;
– îndreptarea la rece ;
– echilibrare ;
– verificarea și control.

Capitolul V. Fabricarea arborelui cotit

5.1 Rolul funcțional și solicitările piesei

Arborele cotit primește mișcarea de la piston prin intermediul bielei, o transformă în mișcare de rotație pe care o transmite în exterior pentru antrenarea diferitor subansambluri ale motorului și la transmisia automobilului pentru autopropulsare. De asemenea mai are și rolul de a însuma momentele motoare dezvoltate de fiecare cilindru în parte. Este piesa cea mai importantă și cea mai scumpă a motorului.

5.2 Principalele solicitări la care este supus arborele cotit

Sub acțiunea forțelor de presiune a gazelor și a forțelor de inerție, în elementele arborelui cotit apar solicitări de întindere, compresiune, încovoiere și răsucire. În zona fusurilor, care constituie, în general, părți componente ale unor lagăre de alunecare, soliciatarea la uzură este mai intensă ceea ce a impus trasarea prin corpul arborelui a unui canal de aducere a uleiului la fiecare fus în parte. Tot pentru reducerea uzurii fusurilor paliere unele soluții constructive prevăd utilizarea unui arbore cotit asamblat din mai multe bucăți (soluție folosită pentru autoturisme de litraj mic). Având în vedere aceste solicitări în funcționare, se impune alegerea unor materiale care să permită realizarea unei duritați superficiale mari a fusurilor.

Figura 5.1. Solicitări ale fusurilor arborelui cotit

Sub acțiunea acestor forțe arborele cotit se deformează. Deformațiile trebuie să fie minime pentru a nu perturba funcționarea motorului. Se apreciază că înclinarea fusului palier în raport cu axa geometrică nu trebuie să depășească +- 2 mm pentru a nu compromite pelicula de ulei.

5.3 Conditiile tehnice impuse piesei finite prin desenul de executie

– Dimensiuni principale nominale .

Figura 5.2 Dimensiuni principale arbore cotit

Tabel 5.1

În construcția unui arbore cotit trebuie să se aibă în vedere toate cerințele funcționale, siguranță în funcționare, decalarea uniformă a funcționării cilindrilor, echilibrajul optim, lungimea și masa redusă, tehnologia de execuție cât mai simplă și preț redus.

În general, la MAS și MAC se adoptă construcții de arbori cotiți la care fiecare fus maneton este încadrat de fusuri paliere, în care caz se asigură o rigiditate optimă. Poziția fusurilor manetoane se alege în funcție de ordinea aprinderii și a unui echilibraj cât mai complet. Lungimea totală a arborelui cotit este determinată de distanța dintre cilindri și capătul liber.

Table 5.2

5.4 Analiza tehnologicitatii constructiei piesei

Arborele cotit este de două feluri: demontabil și nedemontabil; ultima soluție se utilizează pe scara largă. Pentru reducerea greutății arborelui și a forțelor centrifugale, fusurile se găuresc. Soluția este convenabilă din punct de vedere al rezistenței la oboseală deoarece asigură o distribuție mai favorabilă a fluxului de forțe. Pentru a ușura mai mult fusul maneton, gaura exterioară se execută excentric, ceea ce exercită o influență pozitivă și asupra atenuării efectului de concentrare.

Pentru ușurarea arborelui se indepărtează material din colțuri, care nu participă la transmiterea momentelor. Arborele cotit se confectionează prin două procedee : prin forjare sau prin turnare. Forjarea se efectuează liber sau in matrița când lungimea arborelui cotit nu depășește 2 m. Forjarea în matrița prezintă avantajul că fibrele, urmând conturul piesei, nu comportă intreruperi. Arborii cotiți forjați se confectionează în general din oțel; cei turnați pot fi confectionați din fontă sau oțel.

5.5 Analiza justificată a materialului pentru execuția piesei

Se alege acel material care să îndeplinească cerințele minime de rezistență si durabilitate ale piesei și al unei fiabilități sporite.

Materialul pentru arborele cotit depinde de procedeul de fabricație și de dimensiunile arborelui. Pentru a satisface toate conditiile ( rezistență mare la oboseala, duritate ridicată a suprafețelor fusurilor, buna prelucrabilitate, ușurința obținerii semifabricatului), arborii cotiți se execută din fontă sau oțel, cu următoarele caracteristici prezentate în tabelul următor:

Tabel 5.3

Astfel se va opta pentru materialul 33MoCr11, executat prin forjare.

Procesul de forjare al arborilor constă în încălzirea arborelui, urmat de operații succesive de deformare plastică, până la obținerea produsului final, care se supune după aceea procesului de prelucrare mecanică.

Figura 5.4 Arbore cotit deformat plastic în matriță la cald

Dacă arborii cotiți sunt realizați din oțel atunci semifabricatul este obținut prin deformare plastică de matrițare și mai rar forjare liberă.

Figura 5.5 Arbore cotit deformat plastic în matriță, prelucrat

Operațiile pregătitoare au rolul de a asigura realizarea bazelor tehnologice de prelucrare pentru operațiile ulterioare. Operațiile pregătitoare se stabilesc în funcție de tipul semifabricatului și acestea pot fi:

•debitarea (dacă este cazul, pentru cazul pieselor lungi și a căror diametru nu permite prinderea în dispozitivul de prindere, prin introducerea semifabricatului prin interiorul arborelui central al mașinii unelte de prelucrare);

•îndreptare dacă este cazul;

•prelucrarea suprafețelor frontale, pentru a permite realizarea operațiilor de centruire pe ambele fețe ale arborelui;

•dacă debitarea sau prelucrarea frontală, se realizează separat de procesul tehnologic de prelucrare atunci ea se va realiza prin fixarea semifabricatului pe prisme și realizarea operației de debitare și centruire se va face după trasaj.

5.6 Stabilirea preliminara a adaosurilor de prelucrare și executarea desenului semifabricatului

La suprafețele matrițate care se prelucrează ulterior înclinările de matrițare și razele de racordare se aplică la toate cotele nominale ale piesei la care se adaugă valoarea adaosului de prelucrare respective.

Tabel 5.4 Întocmirea planului de operații pentru executarea semifabricatului

5.7 Elaborarea procesului tehnologic de prelucrare mecanică și control a piesei

Analiza proceselor tehnologice similar existente

În principiu, la prelucrarea pieselor de tip arbore cotit se parcurg următoarele etape :

Operații pregătitoare;

Prelucrări de degroșare, prefinisare, finisare;

Prelucrare canal de pană;

Prelucrarea fusurilor;

Tratament termic;

Rectificare;

Control final.

Tabel 5.5 Procesul tehnologic de fabricare a arborilor cotiți

Tabel 5.6 Adoptarea schemei de bazare și fixare a piesei și a dispozitivelor ce asigură realizarea acesteia

Bibliografie

Cristian Andreescu – Curs „Dinamica autovehiculelor” U.P.B 2016

Aurel P.Stoicescu – ”Proiectarea performantelor de tractiune si de consum ale automobilelor” Ed. Tehnica Bucuresti, 2007

Ioan Mircea Oprean, – Curs “Transmisii pentru automobile” U.P.B 2017

Ion Tabacu – ”Transmisii mecanice pentru autoturisme” Ed.Tehnica Bucuresti 1999

GH. FRATILA, M. FRATILA, ST. SAMOILA – Automobile.Cunoastere, intretinere si reparare. Ed. Tehnnica si Ped., R A Bucuresti – 1995

I. GHITA, AL. GROZA – Intretinerea si repararea automobilelor. Ed. Did. si Pedagogica Bucuresti.

Ioan Dan Filipoiu, Andrei Tudor- Proiectarea transmisiilor mecanice, Editura Bren, București, 2006

Maricaș, Abăitancei, s.a.-Fabricarea și repararea autovehiculelor rutiere, EDP București, 1982

Frățilă Gheorghe- Calculul și construcția automobilelor, EDP București, 1977

Bejan Nicolae, Iozsa Mihail-Daniel- Fabricarea și repararea industrială a autovehiculelor,Îndrumar de proiect,Editura UPB, București, 1995

Vlase A și colab – Metodologie si tabele normative pentru stabilirea adaosurilor de prelucrare, a regimurilor de așchiere și a normelor tehnice de timp la strunjire, IPB, 1979

Vlase A.,ș.a., Regimuri de așchiere, adaosuri de prelucrare și norme tehnice de timp, vol I, Editura Tehnică, București, 1983

Vlase A.,ș.a., Regimuri de așchiere, adaosuri de prelucrare și norme tehnice de timp, vol II, Editura Tehnică, București, 1983

Vlase A.,ș.a., Metodologie și tabele normative pentru stabilirea adaosurilor de prelucrare, a regimurilor de așchiere și a normelor de timp la rectificare, Editura I.P.B, București, 1980

www.autoevolution.com

www.scribd.com

www.autodata.com

18. www.youtube.com (printscreens)

19. www.wikipedia.com

20. http://www.e-automobile.ro/categorie-motor/20-general/24-arbore-cotit-motor.html

21. http://www.servicemotoaresuceava.ro/service-motoare/arbore-cotit-vibrochen.html

22. http://www.reparatiiturbine.ro/arbore-cotit-mod-de-functionare/

23. http://www.qreferat.com/referate/mecanica/Arborele-cotit524.php

24.http://www.scritub.com/tehnica-mecanica/PROIECT-mecanic-auto-ARBORELE-62683.php

25. http://www.creeaza.com/tehnologie/tehnica-mecanica/Constructia-arborelui-cotit876.php

26. https://graduo.ro/referate/mecanica/arborele-cotit-si-volantul-175430

27. https://e-pedia.ro/2012/01/17/asamblarea-arborilor/