Dinamica Autovehiculului. Parametrii Constructivi Si Functionali Ai Motorului

1.2 Organizarea generală și parametrii principali

1.2.1 Alegerea soluției de amenajare generală si de organizare a transmisiei

Funcție de tipul și destinația autovehiculului definite prin tema de proiectare, ținând seama de autovehiculele similare, considerate în studiul soluțiilor similare și având în vedere tendințele de dezvoltare, se adoptă următoarea soluție de organizare generală a autovehiculului :

Organizarea transmisiei autoturismului

În cazul autoturismelor dispunerea echipamentului de tracțiune este realizată in trei variante constructive, după cum urmează :

Soluția clasică – motorul in față, iar puntea motoare in spate ;

Soluția “totul în față” – motorul si puntea motoare in față ;

Soluția “totul în spate” – motorul si puntea motoare in spate.

Soluția clasică – impune divizarea echipamentului de tracțiune în mai multe grupuri de agregate si permite o mai mare elasticitate în organizarea de ansamblu a autoturismului. În principiu motorul, ambreiajul și cutia de viteze sunt dispuse în partea din față a autoturismului, iar transmisia principală la puntea din spate.

Soluția clasică este aplicată in general la automobilele de dimensiuni si capacități cilindrice mari.

Avantaje :

Încărcarea echilibrată a punților și uzura uniformă a pneurilor ;

Accesibilitate bună la motor și transmisie ;

Radiatorul de răcire al motorului este amplasat în partea din față a autovehiculului (buna răcire a motorului) ;

Dezavantaje :

Centrul de greutate este mai ridicat (stabilitate redusă) ;

Existența unor vibrații pe transmisie, datorate existenței transmisiei longitudinale, care pot genera apariția fenomenului de rezonanța ;

Legătura dintre motor si transmisie fiind mai complicată, crește costul autovehiculului.

Soluția “totul in față” – se întâlnește la autoturismele de concepție modernă, ea permițând cea mai bună utilizare a volumului total al caroseriei, asigurând totodată, fără soluții constructive speciale, o foarte bună maniabilitate și stabilitate pe traiectorie datorită comportamentului constructiv subvirator, care este autostabilizant pe traiectorie rectilinie.

Amplasarea motorului se poate face :

longitudinal – situație când se realizează o bună accesibilitate la motor ;

transversal – când se asigură construcții compacte pentru autoturismele de lungime mică, obținându-se un spațiu disponibil pentru pasageri cât mai mare ;

central – astfel se mărește distanța între punți la lungimi totale reduse ;

longitudinal deasupra punții din față – se realizează o repartiție judicioasă a sarcinii între roți și o bună accesibilitate la motor, dar se complică transmisia ;

lângă diferențial – se reduce înălțimea capotei, când se mărește distanța dintre roțile din față și se complică transmisia.

Alte avantaje :

Legături simple și scurte între organele de comandă și grupul motor – transmisie ;

Permite realizarea unui portbagaj spațios ;

Pericolul de incendiu este redus (rezervorul de combustibil este montat în general in consola din spate) ;

Sistemul de răcire este simplificat ;

Efectul ciocnirilor frontale este mai redus asupra pasagerilor ;

Stabilitate ridicată în viraje.

Dezavantaje :

Se micșorează greutatea aderentă ce revine punții motoare la urcarea pantelor ;

Apar complicații constructive pentru puntea din față ( este punte motoare si directoare) ;

Motorul și transmisia sunt expuse la lovituri frontale ;

Pneurile din față se uzează mai rapid.

Soluția “totul în spate” elimină o serie de elemente ale transmisiei, costurile fiind mai scăzute decât la soluția clasică. Se reduce și zgomotul din interiorul caroseriei, iar la urcarea pantelor greutatea aderentă crește, roțile din spate fiind motoare.

Amplasarea motorului se poate face :

Longitudinal – asigură posibilități de utilizare raționala a spațiului din interior ;

Transversal – asigură confortul optim pentru pasageri ;

Longitudinal deplasat spre partea din față a punții spate – permite o mai bună repartizare a sarcinii între punțile automobilului (automobilele sport) ;

Transversal deplasat spre centrul automobilului – permite folosirea motoarelor lungi cu număr mare de cilindrii.

Alte avantaje :

Permite o profilare aerodinamică mai ușoară la partea din față a automobilului ;

Crește confortul – scaunele din spate pot fi deplasate mai înainte, mai aproape de centrul de greutate, unde oscilațiile sunt mai mici ;

Se evită distrugerea grupului motor – transmisie în cazul ciocnirilor frontale ;

Permite realizarea unor unghiuri de bracare mari pentru roțile directoare.

Dezavantaje :

Stabilitate redusă în viraj ;

Descărcarea punții din față (scade eficiența virării la viteze mari) ;

Răcirea motorului este complicată ;

Comenzile de conducere sunt lungi și complicate ;

Instabilitate la vânt lateral (datorită centrului de greutate care este prea înapoi) ;

Spațiu disponibil pentru bagaj sub capota din față este redus ;

Automobilul are caracter supravirator.

Pentru autoturismul de proiectat, ținând seama de soluțiile similare, de tendințele de dezvoltare, precum si de avantajele si dezavantajele soluțiilor de dispunere a grupului motor – transmisie, se alege soluția “totul în față” cu dispunerea longitudinală a motorului.

1.2.2 Dimensiuni geometrice

Principalele dimensiuni care caracterizează construcția unui automobil, în sensul STAS 6689/2-74, sunt următoarele : dimensiunile de gabarit, ampatamentul, ecartamentul, consolele, lumina sau garda la sol, razele și unghiurile de trecere.

Dimensiunile de gabarit :

lungimea (A) – reprezintă distanța maximă, dintre două plane verticale perpendiculare pe plane longitudinale de simetrie și tangente la partea din față și din spate a automobilului ;

lățimea (D) – reprezintă distanța maximă dintre doua plane verticale, paralele cu planul longitudinal de simetrie și tangente la automobil de o parte și de alta a sa ;

înălțimea (Ha) – reprezintă distanța dintre planul de baza și un plan orizontal tangent la partea superioară a automobilului gol ;

ampatamentul (L) – este distanta dintre axele geometrice ale punților automobilului ;

ecartamentul roților din față/spate (B1/B2) – reprezintă distanța dintre planele mediane ale roților care aparțin aceleiași punți ;

consolele din față (l1) și din spate (l2) reprezintă distanța dintre planul vertical care trece prin centrele roților din față și punctul cel mai avansat al automobilului, respectiv distanța dintre planul vertical care trece prin centrele roților din spate și punctul cel mai din spate al automobilului.

Ținând cont de soluțiile similare se adopta următoarele dimensiuni :

A = 4160 mm

L = 2412 mm

D = 1475 mm

Ha = 1383 mm

l1 = 993 mm

l2 = 755 mm

B1 = 1397 mm

B2 = 1302 mm

1.2.3 Greutatea automobilului

Greutatea automobilului reprezintă suma greutăților tuturor mecanismelor și agregatelor din construcția acestuia, precum și greutatea încărcăturii. Suma greutății mecanismelor și agregatelor automobilului reprezintă greutatea proprie și se notează G0 , iar greutatea încărcăturii prescrise reprezintă greutatea utila și se notează cu Gu. Greutatea totală Ga se obține prin însumarea celor doua greutăți :

Ga = Go + Gu [daN]

Gu = mu * 10 [N]

mu = ( 68 + 7 )N + mbs [kg]

mbs – masa bagajului suplimentar. Daca nu se precizează prin tema se adoptă în limitele 50 – 200 kg.

Se adopta mbs = 50 kg

N – numărul de locuri al autoturismului

mu = (68+7)5+50 = 425 kg

Gu = 425*10 = 4250 N = 425 daN

G0 = m0 * 10 [N]

Se adopta m0 = 800 kg

G0 = 800*10 = 8000 N = 800 daN

Ga = 800+425 = 1225 daN

1.2.4 Roțile automobilului

Determinarea centrului de masă

Poziția centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale “a” si “b” și înălțimea “hg”.

Se alege = 0,45 a = 0,45*L = 1085 mm

L = a+b b = L-a = 1327 mm

= 0,185 hg = L*0,185 = 446,2 mm

Masa ce revine fiecărei punți este :

m1 = * ma = * 1225 = 674 kg

m2 = * ma = *1225 = 551 kg

Masa ce revine unui pneu :

pentru pneurile punții față : mp1 = m1 / 2 = 337 kg

pentru pneurile punții spate : mp2 = m2 / 2 = 276 kg

Alegerea pneurilor

Pneul reprezintă partea elastică a roții și este format din anvelopă și camera de aer.

Cunoscând masele ce revin pneurilor punților față, respectiv spate, se alege pneul

165 SR 13 care satisface condiția de viteza maxima.

Se alege janta cu simbolul 4Jx13, cu :

lățimea secțiunii maxime : 167 mm

diametrul exterior : 596 mm 1%

raza statică : 271 mm 1%

circumferința de rulare :1800 mm 2%

mărimea camerei de aer : J 13”

Se aleg presiunile de utilizare :

pentru pneurile punții față : 1,7 bari (170 kPa)

pentru pneurile punții spate : 1,5 bari (150 kPa)

Raza de rulare a roții este : rr = [mm]

Lr – circumferința de rulare

rr = 286,62 mm

1.3 Definirea condițiilor de propulsare

1.3.1 Rezistența la rulare, a aerului, a rampei și la demarare ( definirea lor, cauzele fizice care le determină, posibilități de estimare analitică, alegerea mărimii coeficienților specifici )

Rezistența la rulare (Rr) este o forță care acționează permanent la rularea roților pe cale, de sens opus sensului deplasării automobilului.

Cauzele fizice ale acestei rezistențe la înaintare sunt :

deformarea cu histerezis a pneului ;

frecările superficiale dintre pneu și cale ;

frecările din lagărele roții ;

deformarea căii ;

percuția dintre elementele pneului și microneregularitățile căii ;

efectul de ventuză produs de profilele cu contur închis pe banda de rulare ;

etc…

Alți factori de influentă :

construcția pneului ;

viteza de deplasare ;

presiunea aerului din pneu ;

forțele și momentele ce acționează asupra roții.

Rezistența la rulare este luată în considerare prin coeficientul de rezistență la rulare “ f ” , care reprezintă o forță specifică la rulare definită prin relația :

f =

Rr – rezistența la rulare

Ga sin – componenta greutății automobilului, normala pe cale

Se alege f = 0,020

Rr = f Ga [daN]

Rr = 0,020*1221 = 24,5 daN

Rezistența aerului ( Ra ) reprezintă interacțiunea după direcția deplasării dintre aerul în repaus și automobilul în mișcare rectilinie. Ea este o forța cu acțiune permanentă, de sens opus sensului de deplasare al automobilului.

Cauzele fizice ale rezistenței aerului sunt :

repartiția inegală a presiunilor pe partea din față și din spate a caroseriei ;

frecarea dintre aer și suprafețele pe lângă care are loc curgerea acestuia ;

energia consumată pentru turbionarea aerului și rezistența curenților externi folosiți pentru răcirea diferitelor organe și pentru ventilarea caroseriei.

Pentru calculul rezistentei aerului se recomanda utilizarea relației :

Ra = Cx A V2 [N]

– densitatea aerului ( pentru condiții atmosferice standard =1,225 kg/m3 )

Cx – coeficientul de rezistență a aerului

A – aria secțiunii transversale maxime [m2]

A = B1 Ha = 1,397*1,383 1,9 m2

V – viteza de deplasare a automobilului [m/s]

V = 175 km/h = 48,6 m/s

Se notează produsul constant : Cx = k [kg/m3]

În condiții atmosferice standard k = 0,6125 Cx [kg/m3]

Se adoptă Cx = 0,3

Ra = k A V2 [N]

Ra = 0,6125*0,3*1,9*48,2 = 824,6 N 82,5 daN

Rezistența la demarare ( Rd ) este o forța de rezistență ce se manifestă în regim de mișcare accelerată a automobilului.

Ca urmare a legăturilor cinematice determinate în lanțul cinematic al transmisiei dintre motor și roțile motoare, sporirea vitezei de translație a automobilului se obține prin sporirea vitezelor unghiulare de rotație ale elementelor transmisiei și roților. Masa automobilului în mișcare de translație capătă o accelerație liniară, iar piesele în rotație accelerații unghiulare.

Rd = Rdt + Rdr [N]

Rdt – forța de inerție datorată masei totale a automobilului aflat în mișcare accelerată de translație

Rdr – forța de rezistență produsă de inerția tuturor pieselor în mișcare de rotație

Rdt = ma = ma * a

ma – masa totală a automobilului plus încărcătura

mred v2 = JI i2 ti + Jr r

v = r rr = I/iti * rr

iti – raportul de transmitere între piesa oarecare și roțile motoare

mred = Jesa oarecare și roțile motoare

mred = Ji iti2/rr2 ti + Jr/rr2

Rezistența la demaraj datorită maselor în mișcare de rotație va fi deci :

Rdr = mred

Rd = ma + ( Ji iti2/rr2 ti + Jr/rr2 )

Rd = ma ( 1++ )

,unde :

= JIiti2/marr2 ti , = Jr/marr2

Raportul “” reprezintă influența pieselor în mișcare de rotație a transmisiei, inclusiv momentul de inerție masic redus al motorului la arborele cotit asupra rezistenței la demaraj.

Raportul “” reprezintă aceeași influență, dar exercitată de roțile automobilului.

Se definește coeficientul de influență a maselor în mișcare de rotație prin expresia:

= 1 + +

Rezistența la pantă (Rp)

La deplasarea automobilului pe căi cu înclinare longitudinală, greutatea dă o componentă Rp după direcția deplasării, dată de relația :

Rp = Ga sin

Aceasta forță este forța de rezistență la urcarea rampelor și forță activă la coborârea pantelor.

Unghiul de înclinare longitudinală a căii : maxim 22°.

Deoarece rezistența la rulare cât și rezistența la pantă sunt determinate de starea și caracterul căii de rulare, se folosește gruparea celor doua forțe într-o forța de rezistență totală a căii (R) dată de relația :

R = Rr + Rp = Ga (f cos + sin) = Ga [N]

,unde :

= f cos + sin este coeficientul rezistenței totale a căii

Pentru valori adoptate ca valori maxime se obtine :

max = f cosmax + sinmax

,și :

Rmax = Ga max

max = 0,02 * cos 22° + sin 22° = 0,007

Rmax = 1225 * 0,007 = 8,575 daN

1.3.2 Forme particulare ale ecuației generale de mișcare

Pentru stabilirea ecuației generale a mișcării, se consideră automobilul în deplasare rectilinie, pe o cale cu înclinare longitudinală , în regim tranzitoriu de viteză, cu accelerație pozitivă (demaraj). Luând în considerare acțiunea simultană a forțelor de rezistență și a forței motoare, din echilibrul dinamic după direcția mișcării, se obține ecuația diferențială :

= ( IR – Ga f cos – Ga sin – Cx A V2 )

sau = ( FR – Ga – Cx A V2 )

numită ecuația generală a mișcării rectilinii a automobilului

Forța la roată disponibilă : FR = M itr tr / rr sau FR = P tr / V

itr – raportul de transmitere al transmisiei

tr – randamentul transmisiei

rr – raza de rulare a roților

V – viteza de deplasare

Forme particulare

deplasarea cu viteză maximă

FRvmax = Ga f + Cx A V2max

FRvmax = 1225*0,02 + 0,6125*0,3*1,9*48,62

FRvmax = 107 daN

deplasarea pe calea cu înclinare longitudinală maximă sau pe calea cu rezistență specifică maximă

FRvmax = Ga max + Cx A V2I min

Deoarece viteza de deplasare este mică se neglijează rezistența aerului.

FRvmax = Ga max = 1225 * 0,007 = 8,575 daN

pornirea din loc cu accelerație maximă

FRa1max = Ga f + ma 1 1max

1 = 1,4 kg

1max = a1max = 2,9 m/s2

FRa1max = 1225*0,02 + 1225*1,4*2,9

FRa1max = 521,85 daN

1.4 Calculul de tracțiune

1.4.1 Alegerea mărimii randamentului transmisiei

Pentru propulsarea automobilului puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă roților motoare ale acestuia.

Transmiterea fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate fenomenelor de frecare din organele transmisiei. Calitativ pierderile de putere din transmisie se apreciază prin randamentul transmisiei tr.

Se adoptă :

randamentul cutiei de viteze : CV = 0,98

randamentul transmisiei principale : TP = 0,94

tr = CV TP = 0,98 * 0,94 = 0,92

1.4.2 Determinarea puterii maxime a motorului

PVmax = PR + Pa

PVmax =

PVmax =

PVmax = 56 kW

Pe max = [kW]

Se adoptă ce = 0,579

= = 0,8125

= = 1,375

= – = – 1,1875

Se verifică : + + = 1 0,8125 + 1,375 – 1,1875 = 1

= = 1,105

Pe max = 57 kW

2.Parametrii constructivi și funcționali ai motorului

2.1 Determinarea dimensiunilor fundamentale (alezaj, cursă și lungimea bielei)

= 0,9

D = 10 [mm]

VS i = [cm3]

Se adoptă pe = 0,6 Mpa

VS = = 500 cm3

D = 10 = 89 mm

= S = * D = 0,9*89 S = 80 mm

lb = S + + Hbo + 3

Se adoptă și se calculează dimensiunile :

– diametrul fusului maneton : dfm = 0,55 * D = 49 mm

– înălțimea pistonului : HP = 0,85 * D = 75,65 mm

– înălțimea de compresie : HC = 0,6 * HP = 45,39 mm

– înălțimea de dispunere a bolțului : Hbo = HP – HC = 30,26 mm

– înălțimea regiunii port-segment : HRPS = 14 mm

– grosimea capului : h = 6 mm

– înălțimea mantalei : Hm = HP – h – HRPS = 55,65 mm

– diametrul umerilor : du = 1,4 * deb = 33 mm

lb = 80 + + 30 + 3 = 137 mm

2.2 Adoptarea (calcularea) celorlalte dimensiuni ale motorului

=

r = = 40 mm

=

Lungimea cămășii de cilindru : Lcil = S + HP – b

Se adoptă b = 12 mm

Lcil = 80 + 75 – 12 = 167 mm

b) Dimensiunile principale ale arborelui cotit

diametrul fusului maneton : dfm = 49 mm

lungimea fusului maneton : lfm = 20 mm

diametrul fusului palier : dfp = 1,05 * dfm = 51 mm

lungimea fusului palier : lfp = d + k* + 1- lfm – 2*hbr

Se adoptă k = 2 ; = 3 ; hbr = 18 mm

lfp = 89 + 2*3 + 1 – 20 – 2*18 = 40 mm

c) Dimensiunile bolțului

diametrul exterior al bolțului : deb = 0,26 * D = 24 mm

diametrul interior al bolțului : dib = 0,65 * deb = 15 mm

lungimea bolțului : lbo = 0,8 * D = 71 mm

lungimea bolțului în bielă : lbb = 0,3 * D = 26 mm

d) Dimensiunile principale ale supapelor

diametrul mare al talerului SA : dSA = 0,5 * D = 45 mm

diametrul mare al talerului SE : dSE = D – dSA – 6 = 38 mm

dSA dSE , iar = 0,42

diametrul mic al talerului SA : dSA* = d0a = 0,865 * dSA = 39 mm

diametrul mic al talerului SE : dSE* = d0e = 0,865 * dSE = 33 mm

= 0,43

unghiul suprafeței de etanșare : = 45°

lățimea sediului SA : bSA = = 4,3 mm

lățimea sediului SE : bSE = = 3,5 mm

e) Dimensiunile flanșei volantului

diametrul șuruburilor de volant : dSV = 10 mm

diametrul de dispunere a șuruburilor de volant : d1 = dfp + dsv + 2 = 63 mm

diametrul flanșei volantului : dfl = d1 + dsv +9 = 82 mm

grosimea flanșei volantului : gfl = 15 mm

f) Cilindreea unitară

Vs = 500 cm3

g) Volumul camerei de ardere

Vk = = 56 cm3

h) Volumul cilindrului

Va = Vs + Vk = 556 cm3

Cilindreea totală

Vt = i * Vs = 1991 2000 cm3

Viteza medie a pistonului

= = 15,2 m/s

Viteza unghiulară a arborelui cotit

= 6 * n = 34200 grd/s

Numărul de cicluri

Nc(s) = = 47 cicluri/s

Nc(min) = = 2850 cicluri/min

Nc(h) = = 171000 cicluri/h

Timpul pe ciclu

tc(s) = = 0,02 s/ciclu

tc(min) = = 3,5 * 10-4 min/ciclu

tc(h) = = 5,8 * 10-6 ore/ciclu

3. Indici indicați, efectivi și funcționali ai motorului

3.1 Trasarea diagramei indicate și calculul indicilor indicați

Lucrul mecanic indicat este lucrul mecanic schimbat de gaze cu pistonul pe parcursul unui ciclu motor.

Li = ( S1 – S2 ) kv kp [J]

Li = 419 J/ciclu*cilindru

Presiunea medie indicată (lucrul mecanic specific) reprezintă raportul dintre lucrul mecanic indicat dezvoltat de motor pe un ciclu și cilindreea unitară.

pi = []

pi = 0,84 Mpa

Puterea indicată

[kW]

Pi = 80 kW

Momentul motor indicat

[]

Mi = 133

Consumul specific indicat reprezintă consumul de combustibil al motorului exprimat în [g], pentru producerea unei unități de energie [1 kW h].

[g/kW h]

ci = 254 g/kW h

Randamentul indicat

i = 0,53

3.2 Calculul indicilor efectivi

Lucrul mecanic efectiv

Le = m Li [ J ]

Se adoptă m = 0,74 – randamentul mecanic al motorului

Le = 310 J/ciclu*cilindru

Presiunea medie indicată

pe = m pi [ MPa ]

pe = 0,622 Mpa

Puterea efectivă

Pe = [ kW ]

Pe = 59 kW

Consumul specific efectiv

ce = [ g/kW h ]

ce = 347 g/kW h

Momentul motor efectiv

Me = [ N m ]

Me = 98,6 N m

Randamentul efectiv

e = m i

e = 0,238

3.3 Calculul indicilor constructivi și de perfecțiune ai motorului

Puterea litrică reprezintă raportul dintre puterea efectivă a motorului și cilindreea lui totală.

Pl = [ kW/l]

Pl = 29,6 kW/l

Puterea raportată la aria pistonului

PA = [ kW/dm2 ]

Momentul litric

ML = [ N m/dm3 ]

ML = 49,7 N m/dm3

4.Caracteristica exterioară a motorului

4.1 Alegerea (determinarea) parametrilor de calcul

Coeficientul de elasticitate : ce =

Coeficientul de adaptabilitate : ca =

= = 0,8125

= = 1,375

= – = – 1,1875

4.2 Calculul prin puncte al curbelor caracteristice

Calculul puterii motorului se face cu relația :

Pmotor = [ kW ]

Calcului momentului motorului se face cu relația :

Mmotor = [ N m ]

Calculul consumului efectiv se face cu relatia :

ce = cep [ g/kW*h ]

, unde cep este consumul specific de combustibil la turația puterii maxime.

Calculul consumului orar de combustibil se face cu relația :

Ch = [ kg/h ]

5. Cinematica mecanismului motor

5.1 Cinematica pistonului

Pistonul are o mișcare de translație alternativă între cele două puncte moarte.

Deplasarea pistonului

Se stabilește legea de variație a spațiului parcurs de piston față de poziția proprie, față de PMS în funcție de .

Studiul se face la nivelul bolțului.

Proiectând conturul BoBxMO pe axa cilindrului se obține :

BoBx + BxM’ + M’O = r + l

xp + l cos + r cos = r + l

xp = r (1 – cos ) + l (1 – cos )

cos =

cos = sin2

sin2 =

Rezultă : xp = r [1 – cos +

Expresia deplasării pistonului poate fi considerată ca o sumă de doua funcții armonice.

xp I = r (1 – cos ) – armonica de ordin I

xp II = – armonica de odrin II

xp = xp I + xp II

Viteza pistonului

Prin definiție ea reprezintă variația în timp a spațiului liniar parcurs de piston. Așadar, se poate scrie :

Spațiul parcurs de piston nu este exprimat în funcție de timp ci este exprimat în RAC; se înmulțește și se împarte cu d

Se consideră relația de mai sus ca fiind o sumă a doua funcții armonice.

– armonica de ordinul I

– armonica de ordinul II

Wp = WP I + WP II

Accelerația pistonului

Prin definiție ea reprezintă variația în timp a vitezei pistonului. Cum însă expresia vitezei este scrisă în funcție de unghiul , se face același artificiu ca în cazul anterior.

ap I = r 2 cos – armonica de ordinul I

aP II = r 2 cos 2 – armonica de ordinul II

aP = aP I + aP II

5.2 Cinematica bielei

Biela are o mișcare plan paralelă. Fiecare punct al ei se poate considera că execută o mișcare de translație identică cu a punctului P și o rotație în jurul punctului P cu o viteză unghiulară și o accelerație unghiulară .

Spațiul unghiular al bielei

Din MM’P si MM’O MM’ = l sin = r sin

sin =

sin =

= arcsin ( sin )

Viteza unghiulară a bielei

Ea reprezintă variația spațiului unghiular în timp. Cum spațiul unghiular este dat în funcție de unghiul și nu de timpul t, se recurge la același artificiu de înmulțire și împărțire cu d.

Accelerația unghiulară a bielei

Reprezintă variația vitezei unghiulare în timp.

6. Dinamica mecanismului motor

6.1 Generalități. Clasificări ale forțelor din mecanismul motor

Dinamica mecanismului motor se ocupă cu studiul forțelor și momentelor ce acționează în mecanismul motor. În ceea ce privește forțele, acestea pot fi clasificate pe următoarele categorii :

Forțe de presiune a gazelor ( FP ) ;

Forțe de inerție ( Fj și Fr ) ;

Forțe de frecare

Forțe de greutate

Deoarece ultimele doua categorii de forțe au valori foarte mici în comparație cu celelalte, în studiul dinamicii mecanismului motor, pentru motoarele de automobile acestea se neglijează.

Forțele menționate generează și momente care produc mișcări ale motorului în jurul celor trei axe : OX , OY și OZ.

6.2 Forța de presiune a gazelor

Presiunea gazelor cu aria pistonului dau forța de presiune care este dirijată întotdeauna după axa cilindrului. Având în vedere că pe partea interioară a capului pistonului acționează o presiune egală cu presiunea gazelor din carter ( Pcart ) , rezultă că expresia forței de presiune a gazelor se poate scrie astfel :

Cum Pcart P0 [ N ]

6.3 Forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație

Forța de inerție este definita de relația : Fj = – mj aP [ N ]

mj = mp + mbo + mseg + m1 [ kg ]

[ m/s2 ]

Fj = – mj [ N ]

Se poate considera ca forța Fj reprezintă suma a doua armonice :

Fj = Fj I + Fj II

Fj I = – mj r 2 cos

Fj II = – mj r 2 cos 2

masa pistonului : mp = p D3 [ kg ]

p = 0,5 kg/dm3

mp = 0,55 * 0,89 =0,352 kg

– masa bolțului : mbo = (deb2 – dib2) lbo OL

OL = 7200 g/dm3

mbo = (0,242 – 0,152)*0,71*7200 = 134 g

mbo = 0,134 kg

masa segmenților : se adopta mseg = 60 g

mseg = 0,060 kg

– masa bielei : mb = a + b lb + c lb2 + d lb3 + e lb4 [ g ]

a = 0,3213

b = – 47,71

c = 0,7552

d = – 0,00343

e = 5,514*10-6

mb = 0,3213+(-47,71)*137+0,7552*1372+(-0,00343)*1373+5,514*10-6*1374 =761g

mb = 0,761 kg

6.4 Forțele rezultante din mecanismul motor

Deoarece forța de presiune a gazelor Fp și forța de inerție a maselor în mișcare de translație Fj acționează după direcția axei cilindrului, se pot aduna algebric și dau rezultanta F = Fp + Fj .

Pentru a pune în evidență și alte forțe provenite din F ,care acționează în mecanismul motor se procedează la descompuneri și translatări succesive.

– se amplasează forța F cu punctul de aplicație în centrul bolțului și se descompune după doua direcții : perpendiculară pe axa cilindrului și de-a lungul bielei.

Se obțin :

tg = N = F tg

cos =

– se translatează B ca vector alunecător până ajunge cu punctul de aplicație în centrul fusului maneton (B’).

– se descompune B’ după direcția manivelei și perpendiculară pe aceasta.

Se obțin :

cos ( +) = , B’ = B = Z =

sin (+) = T =

6.5 Studiul dinamic al fusului maneton

6.5.1 Forțele care acționează asupra fusului maneton

Dacă asupra unui fus maneton lucrează o singură bielă – cazul motoarelor cu cilindrii așezați într-o singură linie – atunci fusul maneton este solicitat de forța B și de forța centrifugă, determinată de masa bielei aferenta manetonului.

Frb = – mbm r 2 = Frm.

Întrucât cele doua forțe acționează pe direcții diferite, ele se însumează vectorial pentru a determina solicitarea fusului.

După cum s-a stabilit asupra fusului maneton acționează forțele Z, T și Frb .

6.5.2 Diagrama polară și de uzură a fusului maneton

tg =

Determinând aceste rezultante Rfm pentru diferite unghiuri de rotație ale arborelui cotit și urmând apoi extremitățile lor se obține astfel diagrama polară.

Forțele Rfm care acționează asupra fusului maneton vor genera și o uzură a acestuia. Se consideră că uzura este proporțională cu mărimea forței, iar pentru obținerea diagramei de uzură se pornește de la diagrama polară. Astfel se translatează forțele Rfm din diagrama polară până la periferia unui cerc care reprezintă fusul maneton, astfel încât aceste forțe să treacă prin centru cercului și să “înțepe” fusul. Se consideră că fiecare forță Rfm provoacă o uzură a fusului pe un sector de cerc cu unghiul la centru de 120, adică 60 într-o parte față de direcția forței și 60 în cealaltă.

6.6 Momentul motor total

6.6.1 Alegerea configurației arborelui cotit

Motoarele cu i cilindrii în linie, în patru timpi au i coturi (manivele). Dispunerea acestora se face atât în lungul axei de rotație cât și în jurul acesteia. Fiecare cot al arborelui definește câte un plan. Aceste plane se intersectează în axa de rotație a arborelui cotit. Proiecția planelor coturilor pe un plan perpendicular pe axa de rotație reprezintă steaua manivelelor. Ea este formată dintr-o serie de linii concentrice formând o figură indeformabilă și rotitoare cu viteza unghiulară .

Decalajul dintre două coturi, care ajung succesiv la aprindere trebuie să fie egal cu decalajul între două aprinderi.

Pentru a asigura o funcționare uniformă a motorului este de dorit ca aprinderile să fie uniform repartizate pe durata unui ciclu, condiție care arată că decalajul între două aprinderi succesive este bine să fie constant :

apr =

Daca aprinderile sunt uniform repartizate, atunci și manivelele sunt simetric distribuite în jurul axei de rotație, în plus aprinderile au loc în cilindrii pe prima rotație a arborelui, iar în ceilalți în a doua rotație.

TEOREMA

La motoarele cu număr par de cilindrii în linie manivelele sunt două câte două în fază. Există însă mai multe posibilități de așezare a manivelelor, care să respecte această teoremă.

Dintre variantele de mai sus se reține varianta c) din motive de echilibrare a motorului. Aceasta variantă se numește arbore cotit simetric în oglindă sau cu plan central de simetrie. Se numește arbore cotit cu plan central de simetrie (PCS) acel arbore la care coturile aflate în fază sunt dispuse la distanțe egale față de mijlocul arborelui.

6.6.2 Determinare tuturor ordinilor de aprindere posibile și alegerea uneia din acestea

La stabilirea ordinii de aprindere, atunci când exista manivelele în fază, se constată că în PMS ajung simultan câte două pistoane. Nu poate avea loc aprindere în cei doi cilindrii simultan și atunci se consideră că aprinderea va avea loc fie în unul dintre aceștia, fie în celalalt. Unul dintre pistoane este la sfârșit de comprimare, iar celalalt la sfârșit de evacuare.

Se alege ordinea de aprindere 1 – 3 – 4 – 2

6.6.3 Stabilirea ordinii de lucru a cilindrilor

Cunoscând configurația arborelui cotit și fiind aleasă și ordinea de aprindere dintre variantele posibile, se poate construi ordinea de lucru a cilindrilor, modul cum se succed cei patru timpi în cei i cilindrii.

Nr coloane =

6.6.4 Calculul momentului motor total și al puterii indicate

Pentru determinarea momentului motor al unui policilindru se pornește de la observațiile :

Din punct de vedere constructiv cilindrii unui motor sunt identici.

Toți cilindrii motorului acționează asupra aceluiași arbore cotit.

Pe durata unui ciclu motor au loc aprinderi în toți cilindrii, fiecare manivela trece odată prin poziția corespunzătoare aprinderii. A doua trecere prin aceeași poziție corespunde sfârșitului de evacuare.

Pentru o funcționare uniformă a motorului aprinderile trebuie să fie uniform distribuite pe ciclu.

Dacă aprinderile sunt uniform distribuite atunci și momentul motor este uniform distribuit.

Perioada momentului motor la policilindru este : M = =

M = =

L =

Momentul motor mediu al unui policilindru este de i ori momentul mediu al unui monocilindru.

Gradul de neuniformitate al momentului motor :

7. Construcția și calculul bolțului

7.1 Rol, condiții funcționale, construcție

Bolțul sau axul pistonului este organul care stabilește legătura dintre piston și bielă (organul de articulație) și transmite forța de presiune de la piston la bielă. Bolțul este de forma unui cilindru cav.

Pentru ca biela să poată oscila fata de axa cilindrului, bolțul se montează cu joc, fie în piston, fie în bielă sau simultan în ambele organe. Când bolțul e fix în bielă el execută o mișcare alternativă de rotație. Când bolțul se prevede cu joc atât în piston cât și în biela (bolț flotant), el este antrenat în mișcarea alternativă de rotație, de către forțe de frecare variabile, iar după un număr de cicluri motoare, execută o rotație completă.

Bolțul dezvoltă forțe de inerție, care încarcă agregatul mecanismului motor. De aici rezultă o cerința principala : masa bolțului să fie cât mai redusă. Bolțul lucrează în condiții grele de solicitare mecanică, fiind încărcat de forța de presiune a gazelor, și de forța de inerție, dezvoltată de piston. Într-o secțiune transversală, apar solicitări de încovoiere, care produc deformarea bolțului după axa lui longitudinala. Solicitări de încovoiere apar și în secțiunea longitudinală ; ele deformează bolțul în planul

transversal – deformarea de ovalizare. Primele solicitări produc ruperea bolțului în plan transversal ; solicitarea de ovalizare produce ruperea bolțului în plan longitudinal. În perioada arderii violente, forțele de presiune înregistrează creșteri rapide, care produc solicitarea prin soc. Caracterul variabil al sarcinii produce fenomenul de oboseală a bolțului. Rezultă că, bolțul trebuie să posede o rezistentă înaltă la solicitările de încovoiere variabile și la solicitările cu șoc.

Forma bolțului este impusă de considerente de masă, rigiditate și fabricație. Forma tubulară asigură o masa redusa. Bolțul cu secțiune constantă este o soluție tehnologică simplă. La motoarele cu turație ridicată, din cauza forței de inerție, se reduce la minimum grosimea pereților și se obține un bolț cu pereți subțiri, la care ruperile longitudinale de ovalizare sunt cele mai frecvente. Pentru a mări rigiditatea bolțului, acesta se confecționează sub forma unui solid de egală rezistență, dar soluția creează dificultăți tehnologice. Întrucât deformația maximă de încărcare apare în secțiunea centrala, iar cea de ovalizare într-o zonă centrală, reprezintă circa 20 % din lungimea bolțului, o rigiditate suplimentară se obține prin prelucrarea cilindrică, în trepte a suprafeței interioare, ceea ce este avantajos și pentru forfecare.

7.2 Alegerea tipului de asamblare bolț – bielă – piston

Îmbinarea cu joc se realizează prin trei metode distincte de montaj :

bolț fix în piston și liber în piciorul bielei ;

bolț fix în piciorul bielei și liber în piston ;

bolț flotant.

Montajul prin prima metoda, deși elimină ungerea bolțului în locașurile din piston, fiind realizat prin șuruburile care străpung bolțul, locașul produce o concentrare mare de tensiuni la marginile găurii, mărește masa îmbinării și rebuturile ; de aceea soluția nu se utilizează pe motoarele de automobile.

Soluția a doua se realizează fie prin secționarea parțiala a piciorului bielei și apoi prin strângerea îmbinării cu un șurub, fie prin montaj cu strângere (se încălzește piciorul bielei la 240…280C). Soluția s-a răspândit datorită avantajelor pe care le are.

La același joc în piciorul bielei, dezaxarea bielei se reduce la jumătate față de montajul bolțului flotant, care acumulează dezaxările bolțului în toate locașurile lui. În fine, se reduce intensitatea zgomotului în funcționare.

Montajul flotant al bolțului reprezintă de asemenea o soluție răspândită. Avantajul principal al soluției îl constituie reducerea uzurii bolțului în locașurile din piston și repartizarea ei uniformă pe periferia bolțului, deoarece micșorează vitezele relative dintre suprafețe și determină o rotire completă a bolțului după un număr de cicluri, care mediază uzura pe periferie.

Se alege soluția a treia, asamblare cu bolț flotant.

7.3 Alegerea materialului și a dimensiunilor caracteristice

Bolțul se confecționează din bare laminate. Materialul pentru bolț trebuie să fie tenace pentru a rezista la solicitarea prin șoc. Un material tenace are însă o deformare mare – ceea ce nu corespunde cerinței de rigiditate – și o rezistență mică la rupere – ceea ce nu corespunde solicitărilor de încovoiere și oboseală.

Se obțin soluții de compromis dacă se asigură o duritate ridicată (55…65 HRC) stratului superficial, pentru ca materialul să reziste la uzură și oboseală, și o tenacitate ridicată miezului (35…44 HRC). Materialele care satisfac cel mai bine aceste condiții sunt oțelurile carbon de calitate (STAS 880-66) și oțelurile aliate (STAS 791-66) (elemente de aliere Cr, Ni, Mn, Mo), cu conținut redus de carbon (0,12…0,35 %). Prin tratament termochimic de cementare se aduce duritatea suprafeței la nivelul dorit. Tratamentul de cementare este o operație scumpă și se înlocuiește cu călirea superficială prin C.I.F., pe o adâncime de 1,0…1,5 mm.

Pentru bolțurile cu solicitare intermediară se utilizează oțel (mărcile : OLC 15, OLC 20, OLC 45, OLC 60, 15CO8/15Cr3), care prin cementare (adâncimea stratului de 0,5..1,5 mm) atinge duritatea de 58…62 HRC. Când se utilizează oțelurile aliate (mărcile : 18MC10/16MnCr13, 15CN15/15CrNi6, 21MoMC12), după cementare, duritatea stratului superficial ajunge la 58…64 HRC cu rezistența la rupere de 100…120 daN/cm2. Experiența arată că prin cementarea bolțului pe ambele suprafețe, rezistența la oboseală crește cu 15…20 %, iar prin nitrurarea pe ambele suprafețe cu 35…45 %.

Soluțiile sunt posibile numai când grosimea miezului tenace nu scade sub valoarea admisibila, care se stabilește astfel încât secțiunea transversală a miezului să fie 70…75 % din secțiunea totala.

Se alege materialul OLC 45 pentru realizarea bolțului.

Dimensiuni caracteristice :

diametrul exterior : deb = 24 mm

diametrul interior : dib = 15 mm

lungimea bolțului : lbo = 71 mm

lungimea bolțului în bielă : lbb = 26 mm

7.4 Calculul de rezistentă al bolțului

FApmax = 21458 N

F*Apmax = 0,7 * FApmax = 15020,6 N

lb = 26 mm

2lp = 1,3lb lp = 15 mm

l = 71 mm

de = 24 mm

di = 15 mm

Verificarea la uzură

Presiunea la piciorul bielei : pb = daN/cm2

Valoare admisibilă pb = (250…500) daN/cm2

Presiunea în locașurile din piston : pp = daN/cm2

Valoare admisibilă pp = (150…400) daN/cm2

Verificarea la încovoiere

b = l – 2 lp = 71 – 2*15 = 41 mm

i max = 1740 daN/cm2

i min = 2,44 daN/cm2

c1 =

Se adoptă :

r = 60 daN/mm2

-1 = 0,4 r = 24 daN/mm2

k = 1

= 0,8

= 1,1

Amplitudinea eforturilor unitare :

iv = daN/cm2

Coeficientul de siguranța :

c1 = = 2,4

Verificarea la forfecare

= 753 daN/cm2

Valoare admisibilă pentru OLC : a = 600…1000 daN/cm2

Calculul la ovalizare

Deformația de ovalizare se determina cu relația :

Se adoptă : k = 1,2

max = 0,012 mm

max < ’

’ = 0,005 deb = 0,005 * 24 = 0,12 mm

max < max < 0,06 mm

0,012 < 0,06

Jocul de montaj în locașul bolțului din piston

Se adoptă :

Al = 20 * 10-6

OL = 12 * 10 –6

tp = 175 C

tb = 150 C

t0 = 20 C

= – 0,082 mm

– 2 < ( = – 0,082 mm) < +3

8. Construcția și calculul arborelui cotit

8.1 Rol, componență, condiții de funcționare

Arborele cotit transformă mișcarea de translație a pistonului într-o mișcare de rotație și transmite spre utilizare momentul motor dezvoltat de forța de presiune a gazelor. La motoarele policilindrice arborele cotit însumează lucrul mecanic produs de fiecare cilindru și-l transmite utilizatorului. Arborele cotit antrenează în mișcare unele sisteme auxiliare ale motorului.

Arborele cotit este alcătuit dintr-un număr de coturi, egal cu numărul cilindrilor la motoarele cu cilindrii în linie, precum și din două sau mai multe fusuri de reazem 1 numite fusuri paliere. Fiecare cot este alcătuit din doua brațe 2 și un fus 3, numit fus maneton, sau mai simplu, maneton, care se articulează cu capătul bielei. În unele cazuri la extremitățile brațelor se prevăd masele 4, pentru echilibrare. Partea arborelui cotit prin care se transmite mișcarea la utilizare se numește partea posterioară; în opoziție cu ea, cealaltă extremitate se numește parte frontală. La partea posterioară se prelucrează o flanșă 5, de care se prinde volantul 10 cu coroana dințata 11; la partea frontala se fixează, prin pană, o roată dințata 6, care acționează mecanismul de distribuție și alte organe auxiliare, o fulie 7 pentru antrenarea ventilatorului și a generatorului de curent, fixată pe amortizorul de vibrație 8 și un clichet 9 pentru pornirea manuală.

În procesul de lucru arborele cotit preia solicitările variabile datorită forței de presiune a gazelor, forțelor de inerție a maselor cu mișcare de translație și a maselor cu mișcare de rotație, solicitări care au un caracter de șoc. Aceste forțe provoacă apariția unor eforturi unitare importante de întindere, compresiune, încovoiere și torsiune. În afară de acestea, în arborele cotit apar tensiuni suplimentare cauzate de oscilațiile de torsiune și de încovoiere. Ansamblul solicitărilor provoacă deformarea arborelui determinând uzarea prematură a cuzineților sau în cazuri mai grave chiar ruperea arborelui.

Din aceste condiții grele, rezultă și unele cerințe impuse față de construcția arborelui cotit :

rezistență mecanică ridicată, mai ales o mare rigiditate a construcției, de care depinde în cea mai mare măsură durabilitatea pieselor mecanismului motor ;

rezistență ridicată la uzură a suprafeței fusurilor ;

înalta precizie de fabricație a fusurilor, ca dimensiuni și ca formă ;

echilibrare statică și dinamică ;

lipsa rezonanței atât la vibrații torsionale, cât și la cele de încovoiere.

8.2 Alegerea materialului și a restului dimensiunilor

Materialul pentru arborele cotit depinde de procedeul de fabricație și de dimensiunile arborelui. Arborele cotit se confecționează prin două procedee : prin forjare și prin turnare.

Forjarea se efectuează liber sau în matriță, când lungimea arborelui cotit nu depășește 2 m. Arborii cotiți forjați se confecționează din oțel; cei turnați se confecționează din fontă sau oțel.

Oțelurile folosite pentru realizarea arborilor cotiți pentru motoarele cu aprindere prin scânteie sunt oteluri nealiate, și anume oțelul de calitate cu conținut mediu de carbon (OLC 45x, OLC 60x, STAS 880-66) cu rezistența la rupere de 70…80 daN/mm2 .

Confecționarea arborelui cotit turnat din fontă s-a dovedit foarte avantajoasă. Fonta posedă proprietăți mai bune de turnare decât oțelul, ceea ce simplifică fabricația și are un preț de cost mai redus. Fonta este un material cu calități antifricțiune superioare, datorită incluziunilor de grafit, de aceea uzura fusurilor este inferioară.

Se utilizează mai multe varietăți de fonta pentru arborii cotiți : fonta modificata, fonta maleabila perlitică și fonta aliata cu Cr, Ni, Mo, Cu. Ultima varietate este scumpă, prima varietate este cea mai răspândită.

Pentru realizarea arborelui cotit se folosește fonta modificată cu grafit nodular (C = 3,7 % ; Și = 2,3 % ; Mn = 0,3 % ; Mg = 0,05 % ; S = 0,08 % ; P = 0,025 %), după un tratament de călire și revenire a căpătat o rezistență la rupere de 120 daN/mm2 , limita de elasticitate 82 daN/mm2 și E = 17500 daN/mm2, apropiat de al oțelului (21000 daN/mm2). Fonta nodulară are duritatea 212…270 HB , dar permite prin tratament termic realizarea unei durități de 500 HB.

Dimensiunile arborelui cotit

Diametrul fusului maneton : dM = 49 mm

Lungimea fusului maneton : lM = 20 mm

Diametrul fusului palier : dL = 51 mm

Lungimea fusului palier : lL = 40 mm

Raza manivelei : r = 40 mm

Grosimea brațului : h = 10 mm

Diametrul interior : dMI = 0,6*49 = 30 mm

Lungimea cotului sau deschiderea dintre reazeme : l = 1,1*89 = 98 mm

Lățimea brațului : b = 83 mm

Raza de racordare : = 3 mm

8.3 Verificarea la presiune specifică și la încălzire

Presiunea specifică pe fusul maneton

RMmax = 21584 N

PMmax = 22,02 MPa

Presiunea specifică medie

(Rm) med = 13100 N

pmed = 13,37 MPa

Verificarea la încălzire

Wr – viteza relativă intre fus și cuzinet

Se adopta : = 1,03

pmedWr = 2110 m daN/cm2

Valoare admisibilă : 1000…1500 m daN/cm2 și chiar mai mult.

9. Construcția și calculul mecanismului de distribuție

9.1 Tipuri de mecanisme de distribuție utilizate la MAI

Sistemul de distribuție reprezintă ansamblul tuturor agregatelor motorului care asigură desfășurarea în bune condiții a proceselor de schimb de gaze.

Se compune din două părți distincte :

mecanismul de distribuție, care comandă deschiderea și închiderea periodică a orificiilor de admisie și evacuare ;

colectoarele de gaze, care transportă și distribuie încărcătura proaspătă la cilindrii și colectează gazele arse din cilindrii, conducându-le în atmosferă.

Mecanismul de distribuție, după procedeul de comandă a deschiderii și închiderii orificiilor de admisie și evacuare, se clasifică în trei grupe :

mecanismul de distribuție prin supape ;

mecanismul de distribuție prin sertare ;

mecanismul de distribuție prin lumini.

Se alege mecanismul de distribuție prin supape.

După modul de amplasare a supapelor față de cilindrii motorului, distribuția cu supape poate fi realizată în următoarele variante :

cu supape în chiulasă (în cap) ;

cu supape în bloc (laterale) ;

cu amplasare mixtă a supapelor.

Se alege mecanismul de distribuție cu supape în chiulasă (în cap).

9.2 Părțile componente ale mecanismului de distribuție

Pe arborele de distribuție se afla cama 1, care transmite mișcarea prin tachetul 2, supapei 4 ; arcul 3 menține supapa pe locașul sau. 5 este ghidul supapei, iar 6 galeria de admisie sau galeria de evacuare.

Se alege un mecanism de distribuție cu două supape pe cilindru.

Modul de așezare al supapelor

9.3 Materiale utilizate în construcția mecanismului de distribuție

Având în vedere condițiile de funcționare, organele mecanismului de distribuție sunt solicitate în mod diferit. Pentru a se asigura durata normală de funcționare, materialul organelor de distribuție, îndeosebi pentru cupla camă – tachet și supape, trebuie să permită asigurarea unei înalte rezistențe la uzură.

Supapele. Pe scară largă se folosesc oțelurile Cr –Si denumite silicrom (3,75% Si, 8 % Cr), cromul și siliciul favorizează formarea unui strat de oxid la suprafața supapei, care rezistă la acțiunea gazelor chiar la roșu. În scopul de a economisi materialul termorezistent, uneori numai capul supapei este din acest oțel, iar tija este din oțel Cr – Ni, îmbinata prin sudura sau filet. Pentru a reduce uzura suprafeței de așezare cat și a capătului tijei, se acoperă cu un strat de stelit (aliaj dur cu 35…70 % Co, 15…40 % Cr, 10…25 % W, 0…10 % Mo, 0…5 % Fe) pe grosimea de 1,5…2,5 mm. Tija supapei se cromează sau se nitrurează.

Ghidul supapei. Materialele folosite sunt fonta refractară și bronzul refractar. Dintre calitățile de bronz se folosesc bronzurile de aluminiu (9…15 % Al), care au un coeficient mare de conductibilitate și lucrează bine în condițiile ungerii insuficiente, cât și bronzurile silicioase (3…5 % Si), când sunt în cuplu cu supape din oțel austenitic pentru a preveni tendința de gripaj. De asemenea, se utilizează și bronzul sulfuros.

Scaunul supapei. Se confecționează din fontă refractară, bronz de aluminiu sau oțel refractar. Pentru o stabilitate înaltă la coroziune suprafața scaunului se acoperă cu un strat de stelit sau alt material dur.

Arcul supapei. Materialul și construcția arcurilor trebuie să asigure o mare rezistentă la oboseală. Arcurile se execută din sârmă de oțel trasă la rece, cu diametrul 3…6 mm. Se folosesc oțelurile aliate cu conținut ridicat de siliciu sau vanadiu, care măresc elasticitatea. De asemenea ca elemente de aliere se mai introduc Cr, Ni, Mn.

Arborele de distribuție. Arborii de distribuție se confecționează din oțel sau fonta speciala.

Se utilizează oțelul carbon de calitate sau oțeluri slab aliate cu crom. Suprafața care lucrează la uzură, se supune tratamentului termochimic de cementare sau de călire prin C.I.F. la o duritate HRC = 55…56.

Arborii din fontă sunt mai ieftini, deoarece camele care se înălbesc la turnare sau se călesc prin tratament termic, necesită numai rectificare, iar partea dintre came rămâne neprelucrată.

Pentru arborii plasați pe chiulasă se utilizează suporți din fonta sau din aluminiu prevăzuți cu bucșe antifricțiune.

Tachetul. Se fabrică din oțel aliat de cementare : adâncimea stratului cementat 1…1,3 mm ; duritatea HRC = 54…62. Se utilizează de asemenea și oțelul carbon de calitate, de îmbunătățire călit superficial prin C.I.F.

În unele cazuri tacheții se toarnă din fontă cu suprafața de contact înălbită.

9.4 Calculul mecanismului de distribuție

9.4.1 Adoptarea celorlalte dimensiuni ale supapelor

Diametrul mare al talerului : dSA = 45 mm

dSE = 38 mm

Diametrul mic al talerului : dSA* = 39 mm

dSE* = 33 mm

Lungimea sediului : bSA = 4,3 mm

bSE = 3,5 mm

Raza de racordare a talerului : rt = 0,25 * 45 = 12

Diametrul tijei : SA = 0,2 * 45 = 9 mm

SE = 0,22 * 38 = 8,5 mm

Lungimea supapei : l = 2,5 * 45 = 112 mm

Înălțimea cilindrica a talerului : t1 = 0,03 * 45 = 1,3 mm

Înălțimea totala a talerului : t = 0,1 * 45 = 4,5 mm

Înălțimea maxima de ridicare : hs max = 0,18 * 45 = 8,1 mm

Canalul pentru șaibă : 0,7 * = 6,5 mm

9.4.2 Calculul înălțimii critice și înălțimii maxime de ridicare

Aria oferită de SA în ridicarea sa cu h = hcr :

AS = hS (dcsa + 0,5 hS sin 2) cos 2

AS = 567 mm2

Aria secțiunii efective oferite de canalul din chiulasă a SA :

AC = ( dcsa2 – 2)

AC = 1126,009 mm2

Înălțimea critica de ridicare a supapei :

hcr = = 6,08 mm

9.4.3 Determinarea profilului camei

Pentru cama armonică, construită din arce de cerc, succesiunea determinării elementelor profilului camei și a trasării grafice a ei, este următoarea :

durata de deschidere a supapei

SA = ADA + 180 +IIA = 264 RAC

ADA = 21 RAC

IIA = 63 RAC

raza cercului de bază

r0 = 1,575 hS max = 1,575 * 11,02 = 17,64 mm

unghiul profilului de ridicare și de coborâre pentru o camă simetrică

0r = 0c = = 0,5 SA = 66 RAD

înălțimea maximă de ridicare măsurată pe camă

hc = = 11,02 mm

ist = 1

raza arcului lateral al camei

r1 = 12 hc = 132,28 mm

raza arcului de vârf a camei

r2 = = 7,55 mm

Relații de verificare

mm

mm

A = r0 + hc – r2 = 11,11 mm

B = r0 + hc = 28,66 mm

C = r1 – r0 = 124,73

Succesiunea reprezentării profilului camei presupune următoarele etape :

se trasează un cerc cu centrul în O și cu raza r0, numit cercul de bază al camei ;

tot cu centrul în O se trasează cercul corespunzător diametrului arborelui cu came , care are raza ra = r0 – (1…2,5) mm ;

se trasează diametrele vertical și orizontal ;

față de diametrul vertical, și cu centrul în punctul O, se măsoară, într-o parte și alta, unghiurile 0r și respectiv 0c , ținând cont de sensul de rotație al camei; se obțin punctele A si A’ ;

se unește A cu O și se prelungește dreapta AO până când se obține segmentul AO1=r1 ;

cu centrul în O1 se trasează un arc de cerc de raza r1 pornind din A ;

pe diametrul vertical se măsoară, în sus față de cercul de raza r0, un segment egal cu hc și se obține punctul C ;

se măsoară din C în jos, un segment egal cu raza r2 , și se obține punctul O2 ;

se unește O1 cu O2 și se prelungește dreapta până când intersectează arcul de raza r1 în punctul B ;

cu centrul în O2 se trasează arcul de cerc BC de raza r2 ;

cu centrul în O se trasează un arc de cerc cu un unghi la centru de aproximativ 180° și de raza r0’ = r0 – jtc, unde jtc este jocul termic măsurat la nivelul camei care se determina cu relația jtc = jt / jst, jt fiind jocul măsurat între supapă și culbutor sau între supapă și camă ;

jt = (0,10…0,25) mm pentru SA si jt = (0,15…0,40) mm pentru SE

se racordează (manual) cercul de raza r0 cu cel de raza r0’ , aceasta fiind porțiunea de preluare a jocului termic ;

ramura de ridicare se construiește exact la fel, simetric fata de axa camei.

9.4.4 Cinematica tachetului și a supapei

ridicarea tachetului pe arcul lateral AB

htAB = C (1-cos)

viteza tachetului pe arcul lateral

VtAB = ad C sin

accelerația tachetului pe arcul lateral

atAB = ad2 C cos

[0…B]

B = arcsin ()

;

ridicarea tachetului pe arcul de vârf BC

htBC = hc – A [1 – cos ( – )]

viteza tachetului pe arcul de vârf BC

VtBC = ad A sin ( – )

accelerația tachetului pe arcul de vârf BC

atBC = – ad2 A sin ( – )

[…]

= BIBLIOGRAFIE =

Abăităncei, D. si Bobescu, Gh. – “Motoare pentru automobile” – București, E.D.P., 1975 ;

Abăităncei, D. ș.a. – “Motoare pentru automobile și tractoare vol. 2. Construcție si tehnologie” – Editura Tehnica București, 1980 ;

Buzdugan, Gh. – “Rezistenta materialelor” – Editura Tehnica București, 1980 ;

Gaiginschi, R. , Zătreanu, Gh. – “Motoare cu ardere internă – construcție și calcul” – Editura “Gheorghe Asachi” , Iași, 1995 ;

Grünwald, B. – “Teoria calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere” – E.D.P., 1980 ;

Macarie, T. – Notițe de curs din anul II ;

Racotă, R., Bădescu, N., Dumitrescu, V., – “Motoare pentru autovehicule rutiere. Îndrumar de proiectare” – Litografia Universității din Pitești, 1990 ;

Racotă, R. – “Construcția motoarelor pentru automobile. Îndrumar de laborator” – Litografia Universității din Pitești, 1995 ;

Racotă, R. – Notițe de curs din anul II ;

Taraza, D. – “Dinamica motoarelor cu ardere internă” – București, E.D.P., 1985 ;

Standarde Românești ( SR ISO ) ;

Colecția de reviste și cataloage auto : AUTO pro, ATZ , MTZ, RTA, etc…