Program de studii de licență [304138]
UNIVERSITATEA “DUNĂREA DE JOS” GALAȚI
FACULTATEA DE INGINERIE
Program de studii de licență
AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMᾸ
Îndrumător Proiect : Student: [anonimizat].Dr. Ing.Krisztina UZUNEANU Hodorogea N Dragoș Cristian
Galați
2020
Cuprins
Rezumat
Memoriu justificativ
CAPITOLUL 1 : Calculul dinamic al automobilului :
1.1 Studiul soluțiilor similare și al tendințelor de dezvoltare.
1.2 Alegerea principalelor dimensiuni geometrice și de masă.
1.2.1 Dimensiuni geometrice.
1.2.2 Greutatea automobilului.
1.3 Pneurile automobilului.
1.4 Studiul ergonomic al postului de conducere.
1.5 Definirea condițiilor de autopropulsare.
1.5.1 Randamentul transmisiei.
1.5.2 [anonimizat].
1.5.3 Rezistența la rulare rezistența aerului și urcarea pantei.
1.5.4 Rezistența la demarare.
1.5.5 Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilului.
1.6 Calculul de tracțiune.
1.6.1 Determinarea puteri maxime a motorului.
1.6.2 Calculul analitic al caracteristicii exterioare a motorului.
1.6.3 Determinarea cuplului maxim al motorului.
1.6.4 Stabilirea vitezei maxime pe panta stabilită la limita aderenței.
1.6.5 Alegerea tipului motorului.
1.6.6 Determinarea rapoartelor de transmitere de valoare maximă
respectiv minimă a trasmisiei.
1.6.7 Determinarea nr. de trepte pentru cutia de viteze și a mărimii
rapoartelor de transmisie.
1.6.8 Caracteristica de tracțiune și de putere a automobilului.
1.7 Determinarea performanțelor de demarare ale automobilului.
1.7.1 Accelerația automobilului.
1.7.2 Calculul timpului de demarare.
1.7.3 Calculul spațiului de demarare.
1.8 Calculul performanțelor de frânare.
1.8.1 Determinarea reacțiunilor normale ale căii de rulare asupra roților.
1.8.2 Calculul timpului și spațiului de frânare.
1.9 Stabilirea longitudinala și transversală a automobilului.
1.9.1 Stabilitatea la urcarea unei pante.
1.9.2 Stabilirea la deplasarea rectilinie cu viteză mare pe drum orizontal.
CAPITOLUL 2 : Calculul motorului cu ardere internă.
2.1. Date inițiale.
2.1.1. Forța datorată presiunilor gazelor.
2.1.2. Forța de inerție.
2.1.3. [anonimizat].
2.1.4. [anonimizat]
2.1.5. Momentul motor.
2.2 Grupa piston.
2.2.1 Pistonul.
2.3 Bolțul
2.4. Segmenții.
2.5. Biela.
2.6. Arborele cotit.
CAPITOLUL 3 : [anonimizat].
CAPITOLUL 4 : Diagnoza sistemului de injecție pentru motorul Dacia Logan
1.4Mpi.
4.1. Combustibilii folosiți la motoarele M.A.S
4.1.1 Benzine auto comerciale
4.1.2 Proprietățile benzinelor auto și aditivii folosiți
4.1.3 Amestecul carburant și regimurile de funcționare
4.2. Sistemul de alimentare cu injecție de benzină "Bosch Mono Motronic" MA
1,7
4.2.1 Principiul de funcționare al sistemului de injecție MA 1,7
4.2.2 Funcționarea sistemului Mono Motronic
4.2.3 Construcția generală a sistemului de injecție de ultima generație Mono
motronic
4.3. Defecțiuni în exploatare; Diagnosticare și reparare
Concluzii
Bibliografie
REZUMAT
Tema de proiectare intitulată “Proiectarea unui automobil cu sarcină utilă de 560 kg și viteza maximă de 164 km/h”, a fost structurată în patru capitole.
Ținând seama de soluțiile similare impuse, s-au făcut observații despre diversele tipuri de automobile asemănătoare.
În Capitolul I s-a [anonimizat]-se masele și dimensiunile principale.
În Capitolul II s-a ales motorul cu ardere internă aferent autovehiculului propus spre proiectare.
În acest scop s-a realizat calculul termic al motorului cu aprindere prin scânteie, în urma căruia s-au obținut dimensiunile principale ale motorului (alezaj și cursa).
Capitolul III reprezintă alegerea dimensiunilor principale, construcția și verificarea cutiei de viteze cu cinci trepte.
Capitolul IV reprezintă tema specială : Diagnoza sistemului de injecție pentru motorul Dacia Logan 1.4 Mpi.
MEMORIU JUSTIFICATIV
Am ales să prezint această lucrare, datorită faptului că sistemul de alimentare cu injecție de benzină echipează în ultimul timp marea majoritate a autoturismelor cu motoare M.A.S., sistem ce permite controlarea noxelor emise de acestea, dar și obținerea de performanțe dinamice în condițiile unui consum optimizat.
Depoluarea motoarelor reprezintă o preocupare permanentă a "motoriștilor" din toată lumea, deoarece la scara planetară, poluarea chiar este o problemă.
Pentru a înțelege mai bine impactul asupra mediului gazul (noxele) emis de un motor ce funcționează, vă spunem doar ca un vehicul, ce rulează 15.000 de kilometri evacuează în atmosfera 4 Kg acid sulfuric, 60 Kg CO (echivalent cca 60 m cubi), azotați și multe alte substanțe nocive.
Sistemul Bosch Mono Motronic adoptat de Uzinele DACIA utilizează un corp de clapeta, montat pe locul carburatorului clasic, în centrul acestuia, deasupra clapetei de accelerație fiind fixat un singur injector electromagnetic, de unde și denumirea "monopunct" său punct central. Sistemul are o echipare minimă, care se armonizează bine cu ultima creație a fabricii de motoare – și anume: motorul de 1,6 litri. Sistemul a permis scăderea gradului de poluare chimică la nivelul normelor Euro 4 cu modificări minime la nivelul grupului moto-propulsor și cu costuri acceptabile.
În plus, este necesară cunoașterea construcției și funcționării sistemului, deoarece este un echipament complex, ce poate prezenta defecțiuni.
CAPITOLUL 1
Calculul dinamic al automobilului și studiul soluțiilor similare
Calculul dinamic al unui autovehicul, care se poate deplasa cu viteza maximă
vmax = 164 [km/h] pe drum orizontal (uscat și betonat), având sarcină utilă Mu = 560 [kg] și masa totală maximă autorizată Ma = 1535 [kg] .
Conform enunțului temei de proiectare se observă că datele inițiale de proiectare sunt :
– greutatea utilă maximă Qu= Mu × g= 560×10 = 5600 [N] ;
– greutatea totală maximă autorizată Ga= Ma×g= 1535×10 = 15350 [N] ;
– greutatea proprie G0= Ga – Qu = 9750 [N] ;
– viteza maximă vmax= 164 [km/h] ;
– precizarea vehicului cu roți : autoturism
1.1 Studiul soluțiilor similare și al tendințelor de dezvoltare
Pentru abordarea calculului dinamic al unui nou tip de autovehicul, ținând seama de datele impuse, prin temă, care precizează anumite particularități legate de destinația și performanțele acestuia, este nevoie, într-o primă etapă, să se caute un număr cât mai mare de soluții constructive, deja existente, având caracteristici asemănătoare cu cele ale autovehiculului cerut. Literatura de specialitate cuprinde pentru fiecare categorie de autovehicule informații legate de organizarea generală, de modul de dispunere al motorului și punți motoare, de organizare a transmisiei.
De asemenea sunt date principalele dimensiuni geometrice, greutatea utilă și proprie, tipul sistemelor de direcție și frânare, tipul suspensiei.
Exemple de automobile din aceeași clasă :
Figura 1.1-Studiul soluțiilor similare.
Figura 1.2 – Studiul soluțiilor similare.
În graficele de mai sus de mai sus sunt prezentate datele tehnice a 7 tipuri de autovehicule care sunt echipate cu motoare de 1400 cm3 .
Pentru fiecare model sunt prezentate raportele :
Pmax/Ma [kw/kg] ;
Vmax/Ma [Km/hkg] ;
Cm/Pmax [I/kw] ;
Pmax/Vmax [kw/km/h] ;
Cm/Ma [cl/kg] ;
1.2 Alegerea principalelor dimensiuni geometrice și de masă
Dacia Logan Facelift 1.4 L – 8V ( 75 CP )
1.2.1. Dimensiuni geometrice
Având în vedere aceste concluzii , cunoscând datele impuse prin tema de proiectare și urmărind tendințele actuale din construcția de automobile am adoptat principalele dimensiuni geometrice și de masă pentru un autoturism cu 5 locuri și viteză maximă 164 [km/h].
– Lungimea totală – La = 4288 [mm]
– Lățimea totală – l = 1740 [mm]
– Înălțimea totală – H = 1534 [mm]
– Ampatament – L= 2630 [mm]
– Ecartament față – Bf = 1466 [mm]
– Ecartament spate – Bs = 1456 [mm]
1.2.2 Greutatea automobilului
Greutatea autovehiculelor este un parametru important la proiectare și reprezintă suma greutății tuturor mecanismelor și agregatelor din construcția acestuia precum și greutatea încărcăturii.
În cazul automobilelor metoda recomandată pentru alegerea masei proprii constă în adoptarea ei pe baza maselor proprii ale tipurilor similare, avându-se în vedere tendințele de dezvoltare care vizează utilizarea unor soluții constructive și materiale cu mase proprii reduse, astfel că se creează premisa reducerii maselor proprii reduse.
Astfel în urma studiului soluțiilor similare masa proprie a automobilului se adoptă :
(g=10 [m/s]) (1.1)
0
Greutatea totală pentru autoturisme este :
15350 [N] (1.2)
Ga – greutatea totală autoturism ;
Qu – sarcină utilă ;
G0 – greutate proprie ;
Masa autovehiculului este considerată în centrul de greutate în planul vertical, ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziția centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale a și b și înălțimea hg conform STAS 6926/2-78.
Alegerea poziției centrului de masă se poate face prin mai multe metode precum :
Utilizarea de valori în concordanță cu valorile coordonatelor centrului de masă
al autovehiculelor considerate în studiul soluțiilor similare.
b) Utilizarea de valori medii după date oferite de literatură de specialitate.
c) Determinarea analitică a coordonatelor centrului de masă.
Utilizând valori medii din literatură de specialitate se adoptă parametrul :
(1.3)
pentru autovehiculul gol, unde L este ampatamentul autovehiculului.
Din relația anterioară vor coordonatelor longitudinale:
= 2630×0,45 (1.4)
(1.5)
Cu ajutorul coordonatelor longitudinale a și b găsite se va determina greutatea punții față cu următoarea relație:
(1.6)
(1.7)
Pe drum orizintal (α = 0 o) :
=> 8445,4 [N] – Gf : greutate totală punte față ;
=> 6904,5 [N] – Gs : greutate totală punte spate ;
Înălțimea hg se determină adoptând = cc=(0,3…0,4) de unde va rezulta înălțimea hg :
789 [mm] (1.8)
cc=0.3
1.3 Alegerea anvelopelor
Roțile de automobil sunt alcătuite dintr-o jantă metalică, pe care se montează o anvelopă de cauciuc în interiorul căruia se află o cameră cu aer comprimat, uneori lipsind aceasta. Rigiditatea anvelopei este dată de raportul dintre creșterea forței care acționează asupra pneului și deformația determinată de această creștere.
Funcție de greutatea repartizată punților se poate determina masă ce revine unui pneu folosind relațiile :
pentru pneurile punții față :
(1.9)
[N]
pentru pneurile punții spate :
(1.10)
[N]
Pentru asigurarea unei bune confortabilități puntea față trebuie să fie caracterizată de o elasticitate mai mare decât puntea spate. La obținerea elasticității punții față contribuie și utilizarea presiunii interioare a aerului din pneu mai mică în față decât în spate.
S-au adoptat anvelopele tip 185/65 R15 88T cu următoarele caracteristici :
– diametrul exterior D0 = 621,5 [mm]
– lățimea benzii de rulare = 185 [mm]
– înălțimea flancului = 120,25 [mm]
– indicele de greutate 3837,5 [N] (max 383,75 [kg/roata])
– indicele de viteza „T” (max 190 [km/h]).
Pentru calculele de dinamică autovehiculului este necesară cunoașterea razei de rulare, care se apreciază analitic funcție de raza nominală a roții și un coeficient de deformare.
Raza de rulare se poate determina în funcție de raza liberă :
(1.11)
288,9975 [mm] (1.12)
unde
1.4 Studiul ergonomic al postului de conducere
Limitele de amplasare ale organelor de comandă manuală și dimensiunile principale ale postului de conducere al conducătorului auto se aleg conform STAS12613-88, astfel încât acestea să fie în permanență în raza de acțiune determinate de dimensiunile antropometrice ale conducătorului auto.
Unghiul de înclinare spre înapoi : β = 9-33[°]
Β = 25° ;
Distanta verticală de la punctual R la punctual călcâiului Hz: Hz=(130…..250)mm
Hz = 150mm ;
Cursa orizontală a punctului R : Hx = (550…..1250)mm
Hx = 600mm ;
Diametrul volanului : D = (330….600)mm
D = 400mm ;
Unghiul de înclinare al volanului : (10-70)[°]
Unghiul = 35[°]
Distanta orizontală între centrul volanului și punctual călcâiului : Wx(250……850)mm
Wx = 300mm ;
1.5 Definirea condițiilor de autopropulsare
Mișcarea autovehiculului este determinată de mărimea, direcția și sensul forțelor active și a forțelor de rezistență ce acționează asupra acestuia.
Definirea condițiilor de autopropulsare precede calculul dinamic de tracțiune împreună cu care condiționează performanțele autovehiculului.
1.5.1 Randamentul transmisiei
Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de motor trebuie să transmisă roților motoare ale acestuia.
Transmisia fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate fenomenelor de frecare dintre organele transmisiei. Calitativ, pierderile de putere din transmisie se apreciază prin randamentul transmisiei ηt .
Experimentele efectuate au permis să se determine următoarele valori ale randamentelor subansamblelor componente ale transmisiei :
cutia de viteze (CV) :
– ηCV = 0,97..0,99 (în treaptă de priză directă ) ;
– ηCV = 0,92..0,94 ( în celelalte trepte )
ηtr = randamentul mecanic global al transmisiei se încadrează în (0,8…0,94) ;
În general, în funcție de subansamblele transmisiei:
1.5.2 Stabilirea valorii pantei maxime , la limita aderentei
(1.13)
Rezultă:
17,02363571
unde = 0,7 – coeficientul de aderență.
0,012
Unghiul maxim este stabilit din condiția de aderență. Rezultă că unghiul maxim al pantei, care va putea fi abordat cu o anumită viteză în treaptă 1 a CV este .
Se adoptă 16,02363571°
p = 0,287191878%
Rezistența la rulare însumată cu rezistența la urcarea unei pante:
vehicul fără remorcă:
(1.14)
unde coeficientul rezistenței la înaintare a căii de rulare se determină funcție de mărimile adoptate anterior, f și α.
16.02363571)+sin(16.02363571)=0.287567648 (1.15)
1.5.3 Rezistența la rulare, rezistența aerului și la urcare pantei
Rezistența la rulare ( Rr ) este o forță cu acțiune permanentă la rularea roților pe cale, de sens opus sensului deplasării autovehiculului. În calculele de proiectare dinamică a autovehiculelor, rezistența la rulare este luată în considerare prin coeficientul rezistenței la rulare f.
Am adoptat coeficientul rezistenței la rulare, conform îndrumarului, ca fiind:
Cu toate că rezistența la rulare a roților motoare este mai mare decât a roților libere, datorită deformării tangențiale a pneului provocată de momentul motor la roată, experimentele au condus la concluzia că influența este destul de mică astfel încât în calculele obișnuite nu se ia în considerare diferența dintre acestea.
Pentru autovehicul fără remorcă:
184.2[N] (1.16)
Puterea necesară pentru învingerea rezistenței la rulare este:
=184.2 ×0.0455=8,381 [kW] (1.17)
Rezistența la urcarea pantei
Rezistența la urcarea pantei de unghi α , se datorează componentei , care reprezintă o forță rezistentă la urcarea pantei și o forță activă la coborâre :
Pentru un drum orizontal
0 (1.18)
Puterea la roțile motoare necesară învingerii rezistenței la urcarea pantei este :
= 0 [kW] (1.19)
Rezistența la rulare însumată cu rezistența la rularea pe un drum în pantă:
(1.20)
[N]
Puterea necesară pentru învingerea rezistenței la rularea pe un drum în pantă:
(1.21)
Rezistența aerului
Rezistența aerului Ra, care se opune mișcării autovehiculului, se manifestă ca rezultanta unor forțe paralele cu planul căii de rulare, de sens opus înaintării, rezistență care se consideră că acționează într-un punct din planul frontal al autovehiculului, denumit centru frontal de presiune. În majoritatea cazurilor, deplasarea autovehiculelor nu se face într-o atmosferă liniștită, vehiculele fiind solicitate și la acțiunea vântului, a cărei direcție în general nu coincide cu direcția de mers.
Ținând seama de unghiul ψ, de incidența vitezei vântului cu viteza de mers a autovehiculului, rezultă viteză relativă de acțiune a aerului asupra vehicului:
(1.22)
(1.23)
– viteza maximă de deplasare a autovehiculului
Vv – viteza vântului care uzual care se încadrează intre intervalul [0….12]m/s
Unghiul ψ se recomandă între 0˚- 45˚; se adoptă
Densitatea aerului nu este constantă, ea depinzând de presiunea aerului, p, și temperatura acestuia, T.
În condiții standard:
(1.24)
Dacă condițiile sunt altele decât cele standard, densitatea aerului ρ se calculează cu relația:
. (1.25)
Rezistența exercitată de aer asupra vehiculului cu roți se determină cu relația:
(1.26)
Unde: – coeficient aerodinamic de penetrație;
– suprafața frontală a autovehiculului;
– coeficient aerodinamic frontal;
– factor aerodinamic.
1,4567631= 0,43702893.
Aria suprafeței frontale A este aria proiecției vehiculului pe un plan perpendicular pe direcția de mișcare ; pentru calcule aproximative se admite ,, unde B este ecartamentul mediu, iar H înălțimea maximă; C – coeficient de corecție; adoptăm C=0,829; C(0.8…….1)
(1.27)
Coeficientul aerodinamic k ia valori între 0,2-0,35 [kg/m3].
Am adoptat k = 0.3 [kg/m3].
Rezistența aerului se calculează cu formulă:
(1.28)
Puterea necesară învingerii rezistenței aerului este:
1,56551 [kW] (1.29)
Dacă se circulă într-o atmosferă fără vânt, atunci vx = va = v și relațiile anterioare devin:
(1.30)
= 0.3×1,857x=1,125[kW] (1.31)
1.5.4. Rezistența la demarare
Regimurile tranzitorii ale mișcării automobilului sunt caracterizate de creșteri ale vitezei în cazul demarajelor respective de reduceri ale vitezei în cazul frânării. Rezistența la demarare (Rd) este o forță de rezistență ce se manifestă în regimul de mișcare accelerată a autovehiculului.
Rezistența la accelerare este:
(1.32)
(1.33)
(1.34)
= coeficientul de influență al maselor în mișcarea de rotație asupra mișcărilor de translație a autovehiculului.
1.5.5 Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilului
Luând în considerare acțiunea simultană a forțelor de rezistență și a forței motoare (de propulsie) din echilibru dinamic după direcția mișcării, se obține ecuația diferențială :
(1.35)
Unde :
forța de tracțiune :
(1.36)
puterea la roțile motoare:
(1.37)
W]
1.6 Calculul de tracțiune
Calculul de tracțiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului și transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile definite anterior și în condițiile precizate în capitolul precedent să fie capabil să realizeze performanțele prescrise în tema de proiectare sau a performanțelor celor mai bune modele existente sau de perspectivă.
1.6.1 Determinarea puterii maxime și a cuplului maxim al motorului
Funcție de condițiile de autopropulsare a autovehiculului, în ecuația de mișcare se definesc mai multe forme particulare:
pornirea din loc cu accelerația maximă
(1.38)
× 1,086530926 × 2,8179/10= 4883,83021[N]
deplasarea pe calea cu pantă max cu viteza maximă
(1.39) Ft,max=15350×0,287+4439,175588[N]
deplasarea cu viteza maximă pe drum orizontal
(1.40)
=1087,9056[N]
Din condiția deplasării pe drum orizontal, cu viteza maximă impusă, regim de viteză constantă, fără rezervă de putere, rezultă puterea maximă necesară a motorului:
(1.41)
55,06622 [kW]
Forța de tracțiune maximă
0,287567648+ (1.42)
4439.175588[N]
Derminarea puterii motorului la panta maximă considerată
(1.43)
[kW]
(se recomandă
1.6.2.Calculul analitic al caracteristicii exterioare a motorului
Caracteristica externă (Pe , Me la sarcina totală) se obține utilizând relațiile:
[kW] (1.44)
[Nm] (1.45)
Coeficientul de elasticitate ce se determină cu relația:
(1.46)
Coeficienții α,β,γ se determina cu relațiile:
0.876 (1.47)
1.247 (1.48)
-1.123 (1.49)
Iar coeficientul de adaptabilitate este :
Ca=Mmax/Mp
(1.50)
Caracteristica externă (Pe, Me la sarcina totală) se obține utilizând relațiile:
[kW] (1.51)
7,12416[KW]
55,0908[KW]
× (1.52)
×
97,2707[daNm]
95,6506[daNm]
n=700 + pas turație = 700+48=748[rot/min]
n=748 + pas turație = 748+48=796[rot/min]
Pas turație = (5500-700)/100=48
Variația consumului specific de combustibil se determina cu relația
Varianta (A)
Ce(n)=cep× (1.53)
unde cep[g/KWh] consum specific de combustibil la putere maximă.
Valori ale consumului specific de combustibil la regimul de putere maximă
Ce(n)=300×/10
Ce(n)= 32.5705 [dag/kWh] la n=700 turații;
la n=5500 – Ce=30[dag/kWh]
Varianta (B)
Ce(700)= 31,255 [dag/kWh]
Ce(5500)= 31,784 [dag/kWh]
Unde ce min[g/KWh] – consum specific de combustibil minim considerat.
Se recomanda ce min = 240… 300[g/KWh] pentru MAS
Consumul orar poate fi obținut cu relația:
ch(n)[Kg/h]=ce[g/KWh]×Pe[KWe]× (1.54)
ch(700 turatii)[Kg/h]= 2.322
ch(5500 turatii)[Kg/h]=16.527
Figura 1.3-Caracteristica exterioară
În graficul de mai sus sunt evidențiate caracteristică de moment max. putere, consum orar, consum economic, a modelului Dacia Logan Facelift.
1.6.3 Determinarea cuplului maxim
(1.55)
×
97,27070063[daNm]
Rezultă variația cuplului de turație, variație care permite stabilirea valorii maxime a cuplului motor și turației corespunzătoare acestui regim.
Conform caracteristicii exterioare prezentate în figură de mai sus rezultă: Mmax=116,9328793[Nm]/3052rpm.
Pe baza calculului caracteristicii exterioare rezultă regimurile de putere maximă respectiv de cuplu maxim cât și coeficientul de elasticitate și adaptabilitate, valorile fiind centralizate în următorul tabel:
1.6.4. Stabilirea vitezei maximă pe panta stabilită, la limita aderenței
Folosind valoarea puterii calculată pentru regimul de cuplu PM, rezultă viteza maximă pe panta maximă stabilită de unghi αp, rezolvând ecuația de gradul 3:
(1.56)
[Km/h]
1.6.5. Alegerea tipului motorului
Pe baza caracteristicii exterioare, a turațiilor specifice regimurilor de putere maximă și de cuplu maxim, cât și a studiului modelelor similar se va preciza tipul de motor. Tipul motorului este m.a.s.
1.6.6 Determinarea mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisie
Funcționarea automobilului în condiții normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu, gama rezistențelor la înaintare fiind foarte mare. În aceste condiții rezultă că la roțile motoare ale autovehiculului, necesarul de forță de tracțiune și de putere la roată sunt caracteristici având în abscisa viteza de deplasare. Pentru a putea acoperi cu automobilul acest câmp de caracteristici transmisia trebuie să permită acest lucru.
Valoarea maximă a raportului de transmitere al transmisiei
Valoarea maximă posibilă a raportului de transmitere în treaptă I a CV rezultă din condiția de aderență:
12,19014 (1.57)
Ftmax=15350×0,287+ (1.58)
4439,1755 [N]
(Max dintre Mmotor de la turația 700 [rot/min] la Mmotor de la turația de 3052[rot/min] ,la 5500 turații)
Mmotor=95,6506[Nm]
Valoarea minimă a raportului de transmitere al transmisiei
Raportul de transmitere i0 se realizează în puntea motoare, fie numai prin angrenajul conic, fie prin angrenajul conic și celelalte angrenaje de reducere a turației cu funcționare permanentă montate în punte.
Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale se realizează în condițiile de viteză maximă, în ultima treaptă a cutiei de viteze.
(1.59)
Vmax^2)/13= (1.60)
(1.61)
=55.066[KW]
Se determină apoi raportul de transmitere al transmisiei principale:
(1.62)
=3,651
1.6.7 Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze și a mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei.
Numărul de trepte din CV este :
(1.62)
Valoarea obținută se rotunjește la un număr întreg superior și se recalculează rația progresiei geometrice
(1.63)
Ținând cont de tipul și destinația autovehiculului, funcționarea economică a automobilului presupune că la astfel de regimuri de deplasare, motorul să funcționeze în zone cu consum favorabil, respectiv la turația medie economică, se recomandă introducerea ultimei trepte (ori penultima) în cutia de viteze a unei trepte econoame, calculată cu relația:
3,653 (1.64)
(1.65)
102,5[km/h] (1.66)
Raportul de transmitere al transmisiei principale:
(1.67)
Rapoartele de trasmitere în CV sunt:
=
3.650288=14.60
3 3.650288=10.95
1.643 5.997
1.216 4.438
0.9
1.6.8 Caracteristică de tracțiune și de putere a automobilului
Factorul dinamic, în treaptă 'k' este:
(1.68)
unde δk reprezintă coeficientul influienței maselor în rotație
Se calculează δk pentru fiecare treaptă de viteza:
, unde , iar (1.69)
Se adoptă momentul de inerție al mecanismului motor, inclusiv volantul, redus la arborele cotit Jm=0.02 [kg/m2] și momentul de inerție al unei roți a autovehiculului Jr=0.2 [kg/m2].
0.0012480 (1.70)
1.0865
1.0541
1.0249
1.0193
1.0162
0.0740
0.0416
0.0125
0.0068
0.0037
de inertie al mometului motor
Se va determina pentru fiecare treaptă precizat. Se va considera pentru fiecare treaptă în CV, următorul interval de viteze:
treaptă I: 6.2216
36.4500
treapta II: 37.3424
50.6704
treapta III:
82.2250
treapta IV: 82.8830
110.774
treapta V : 111.4467
S-a considerat
Pasul pentru viteză va fi calculat pentru fiecare treaptă: pas V=(Vi,max-Vi,min)/n
pas V1 =( V2[km/h] ψmaxrr)- V1[km/h] ψmax rr)/13
pas V1 =2.1591
pas V2 =( V3[km/h] ψmaxrr)- V2[km/h] ψmax rr)/18
pas V2 =2.6655
pas V3 =( V4[km/h] ψmaxrr)- V3[km/h] ψmax rr)/ 18.9
pas V3 =2.8206
pas V4 =( V5[km/h] ψmaxrr)- V4[km/h] ψmax rr)/18.8
pas V4 =2.7890
pas V5 =( V5[km/h] ψmax-V4[km/h] ψmax rr)/ 21.3
pas V5 =7.2128
nmin trk[=2.6526 (1.71)
nmin tr1[605.516 ; nmax tr1 [ 5432.96
nmin tr2 [4174.49 ; n max tr2 [ 5664.41
nmin tr3[ 3136.28 ; n max tr3 [ 5036.89
nmin tr4[ 3756.69 ; n max tr4 [5020.86
nmin tr5 [ 3737.60; n max tr5 [5672.12
AA= 163.494
Vkmax=
BB= -4.024
Forța rezistentă pentru pentru rularea pe drum orizontal
Frez.orizmin[N]=Ga ψmin+194.70 (1.72)
Frez.orizmax[N]= 1146.05
Se va reprezenta puterea la roțile motoare, , cât și puterea rezistentă la drum orizontal folosind relațiile:
(1.73)
=8.816[KW]; [KW];
44.238[KW];=49.478[KW];
34.551[KW];=48.86 [KW];
40.771[KW];=48.881 [KW];
40.596 [KW];=49.467 [KW];
Folosind intervalele de viteză precizate pentru fiecare treaptă de viteză a CV, rezultă următorul grafic:
Se va reprezenta forța de tracțiune :
Ftk= (1.74)
Ftmin tr1[N]= 5101.2; Ftmaxtr1[N]= 4894.6;
Ftmin tr2[N]= 4264.8; Ftmaxtr2[N]= 3515.3;
Ftmin tr3[N]= 2429.4; Ftmaxtr3[N]= 2139.2;
Ftmin tr4[N]= 1770.9; Ftmin tr4[N]= 1586.3;
Ftmin tr5[N]= 1311.36; Ftmaxtr5[N]= 1052.82;
Figura 1.4-Forța de tracțiune
Conform graficului de mai sus (Forța de tracțiune) se pot afirma următoarele:
Valori ridicate ale forței de tracțiune sunt obținute în trepte inferioare.
Diferența dintre forța de tracțiune realizată și cea rezistentă la drum orizontal reprezintă rezerva de demaraj.
Forța de rezistență și forța de tracțiune din ultima treaptă se intersectează în dreptul vitezei maxime de 164 hm/h.
Figura 1.5 – Caracteristica puterilor
Conform graficului de mai sus (Caracteristica puterilor) se pot afirma următoarele:
În fiecare treaptă de viteze, valoarea maximă a puterii la roți este acceasi și se datorează puterii maxime a motorului.
Viteza de deplasare la care se realizează puterea maximă la roți la fiecare treaptă, scade cu cât treapta este inferioară.
Puterea rezistentă la drum orizontal și puterea la roți se intersectează în dreptul vitezei maxime de 164 km/h.
Pentru fiecare treaptă de viteză, diferența dintre puterea la roți și puterea rezistentă la drum orizontal, reprezintă rezerva de putere care poate fi utilizată pentru demarajul pe drum orizontal, se observă că această diferență de putere, la acceeași viteză, se mărește la trecerea către treptele inferioare, caz în care motorul va funcționa la turații ridicate.
1.7 Determinarea performanțelor automobilului
1.7.1 Accelerația automobilului
Din expresia factorului dinamic rezultă accelerația pentru fiecare treaptă a CV
(1.75)
De obicei se studiază performanțele automobilului pentru drum orizontal, caz în care
și rezultă:
(1.76)
Factorului dinamic la limita de aderență care este:
(1.77)
unde:
Accelerația la limita aderenței: (1.78)
Accelerația autovehiculului
a tr1min [m/s2]= 2.947 a tr1max= 2.797 [m/s2]
a tr2 min [m/s2]= 2.492 a tr2max= 2.005 [m/s2]
a tr3 min [m/s2]= 1.371 a tr3max = 1.098 [m/s2]
a tr4 min [m/s2]= 0.866 a tr4max= 0.632 [m/s2]
a tr5 min [m/s2]= 0.454 a tr5max= -0.059 [m/s2]
Accelerația la limita de aderență a autovehiculului
alâm min tr1 [m/s2]= 2.817 alâm max tr1= 2.791[m/s2]
alâm min tr2 [m/s2]= 2.789 alâm max tr2= 2.766[m/s2]
alâm min tr3[m/s2]= 2.765 alâm max tr3= 2.681[m/s2]
alâm min tr4 [m/s2]= 2.679 alâm max tr4= 2.5706[m/s2]
alâm min tr5 [m/s2]= 2.567 alâm max tr5=2.241 [m/s2]
Figura 1.6 – Caracteristica accelerațiilor
Conform graficului de mai sus pot fi precizate următoarele:
– la viteza maximă de 164 km/h accelerația este nulă;
– valorile ridicate ale accelerației se strâng în treptele inferioare;
– valoarea maximă a accelerației din fiecare treaptă de viteze se datorează cuplului maxim de pe caracteristica exterioară a motorului;
– acceleratia la limita aderenței (3m/s) pentru demarare este superioară accelerației realizate în treaptă 1 de către automobile, încât nu există pericolul patinării pneurilor.
Dacă s-ar stabili un raport de transmitere mai mare în CV pentru treapta 1 atunci și acceleratia în treaptă 1 ar fi mai ridicată și ar exista posibilitatea patinării roților de demarare.
1.7.2 Determinarea timpului de demarare
Timpul de demarare reprezintă timpul necesar de creștere a vitezei automobilului între viteză minimă în treaptă întâi a cutiei de viteze și viteza maximă de deplasare în ultima treaptă, în ipoteza că motorul funcționează pe caracteristica externă și că schimbarea treptelor se face instantaneu.
Pentru a se determina timpul de demarare de la pornirea de pe loc până la Vmax , se construiește diagrama inversului accelerației pentru toate treptele de viteză considerându-se că trecerea de la o treaptă la alta se face fără întreruperile necesare schimbării treptelor CV.
Aria succesiunilor de trapeze se determină cu relația:
ΔTi = dv (1.79)
iar prin însumarea acestor arii se determină timpul de demarare:
td = (1.80)
s]
Figura 1.7 – Timp de demarare
În graficul de mai sus este prezentat graficul timpului de demaraj pentru automobilul Dacia Logan Facelift 1.4 8v cu masa maximă autorizată de 1535 kg.
Calculul timpului de demaraj s-a efectuat considerând că automobilul s-a deplasat de la pornirea de pe loc până la viteza de 164 km/h trecând prin toate treptele de viteză.
Se obsevă că pentru atigerea vitezei de rulare de 100km/h sunt necesare 13 s, pentru atingerea vitezei maxime necesită 122 s.
1.7.3 Calculul spațiului de demaraj
Prin spațiul de demaraj se înțelege distanța parcursă de automobil în timpul demarajului până la viteza dorită.
Pentru calculul spațiului de demaraj se folosește relația de definiție a vitezei: de unde se deduce expresia spațiului elementar:
Spațiul de demaraj total Sd se exprimă prin însumarea ariilor trapezelor a determinate cu formula:
ΔSi = dt (1.81)
(1.82)
Figura 1.8 – Spațiul de demarare
În graficul de mai sus este prezentat graficul Spațiul de demaraj pentru automobilul Dacia Logan Facelift 1.4 8v cu masa maximă autorizată de 1535 kg.
Calculul timpului de demaraj s-a efectuat considerând că automobilul s-a deplasat la de la pornirea de pe loc până la viteza de 164 km/h trecând prin toate treptele de viteză.
Se obseva ca pentru atigerea vitezei de rulare de 100km/h este necesar un spațiu de 293,73 m, pentru atingerea vitezei maxime este necesar un spațiu de 4646,2 m.
1.8 Calculul performantelor la frânare
1.8.1. Determinarea reacțiunilor normale ale căii rulare asupra roților
Reacțiunile normale ale căii sunt normale la suprafața de contact. Reacțiunile normale din planul longitudinal sunt egale și de sens contrar sarcinilor pe punțile vehiculului, iar cele din planul transversal vor avea valori egale sau diferite între roțile din stânga și din dreapta ale aceleeași punți.
Recțiunile normale ale căii de rulare pentru vehicul în repaus sunt:
– pe drum orizontal:
(1.83)
(1.84)
– pe drum în pantă:
= [ N] (1.85)
= [ N] (1.86)
În regim de mișcare, scriind momentele față de punctele de contact ale pneurilor cu calea, se pune în evidență influența accelerației asupra modificărilor de sarcină pe cele două punți :
(1.87)
(1.88)
Figura 1.9 – Reacțiuni punte fata
Figura 1.10 – Reacțiuni punte spate
Ținând cont că la demarare, la puntea motoare se manifestă forța de tracțiune maximă care este limitată de forța de aderență, sarcinile pe punți la demarare, în funcție de puntea motoare față:
reacțiuni normale la demaraj pe drum orizontal:
[N] (1.89)
6977.272[N] (1.90)
– reacțiuni normale la demaraj pe drum în pantă :
[N] (1.91)
[N] (1.92)
În figurile de mai sus sunt prezentate grafic reacțiunile pentru puntea față și spate, considerând calculul efectuat pentru fiecare treaptă în parte, folosind relațiile generale, fără ipoteze simplificatoare.
1.8.2 Timpul și spațiul de frânare
La frânare, momentul de frânare produce un moment de frânare la fiecare roata, de sens contrar sensului de deplasare.
Forța de frecare la limita de aderență fără blocare pe roțile din față:
(1.93)
Forța de frecare la limita de aderență fără blocare pe roțile din spate:
(1.94)
Timpul de frânare
Reprezintă perioada de frânare intensă cuprisă între momentul în care forța de frânare a atins intensitatea impusă de conducătorul auto și momentul în care viteza s-a redus la valoarea dorită, sau autovehiculul s-a oprit .
în cazul frânari cu toate rotile fără blocarea lor.
Tfmin= (1.95)
Timpul total de oprire :
La viteza de 164 km/h timp de oprire este 7,12 s .
Spațiul de frânare
Reprezintă distanța parcursă în timpul frânării cu intensitate maximă, când viteza autovehiculului s-a micșorat de la Val la Va2.
Dintre parametrii capacității de frânare, spațiul minim de frânare determină în modul cel mai direct calitățile de frânare și siguranța circulației.
În cazul frânari pe drum orizontal:
(1.96)
La viteza de 164 km/h spațial de frânare 155,2 m .
La viteza de 100 km/h spațial de frânare 57,16 m .
Figura 1.11 – Timpul minim de frânare
Figura 1.12 – Spațiul minim de frânare
În figurile de mai sus sunt prezentate variațiile timpului și spațiului de frânare în funcție de viteză, pentru un studiu de caz, considerând automobilul încărcat cu masa maximă autorizată.
Se obseva ca timpul de frânare la 100 km/h este de 3.96 s, iar la viteză maximă de 164 km/h este de 7.12 s.
Spațiul de demarare frânare la 100 km/h este 57.16 m, iar la viteză maximă de 187 km/h spațiul de frânare este 155.2 m.
1.9 Stabilitatea longitudinala și tranversala a autovehiculului
Stabilitatea autovehiculului cu roți se referă la stabilitatea la alunecare și răsturnarea longitudinală, stabilitatea la derapare și la răsturnare transversală, stabilitatea la deplasare în curbe și răsturnarea longitudinală, stabilitatea la deplasarea în curbe și stabilitate transversală la deraparea rectilinie.
Stabilitatea unui autovehicul reprezintă capacitatea acestuia de a se opune alunecării, derapării, patinării și răsturnării în timpul deplasării.
1.9.1 Stabilitatea la urcarea unei pante
Condiția de stabilitate longitudinala la răsturnare la urcarea pantei este:
(1.97)
orizontală,care asigura stabilitatea la răsturnare:a,b,hg-coordonatelecunoscute ale autovehiculului.
Condiția de stabilitate longitudinala la alunecare a autovehiculului către piciorul pantei în cazul punții motoare față este:
; (1.98)
aderență a căii de rulare.
1.9.2 Stabilitatea la deplasarea rectilinie cu viteză mare pe drum orizontal
Este posibilă pierderea stabilității longitudinale datorită acțiunii forței de rezistență frontală a aerului și a forței portante. Condiția de stabilitate longitudinală la răsturnare în acest caz este:
467.6830 [km/h] (1.99)
Va – viteza de deplasare a autovehiculului [km/h];
ha – inaltimea metacentrului fata de calea de rulare;
A – aria secțiunii trasversale a autovehiculului;
k – coeficient aerodinamic frontal (k=0.5×
CAPITOLUL 2
Calculul motorului cu ardere internă al automobilului
Forțele și momentele mecanismului motor
Mecanismul motor al unui motor cu ardere internă este solicitat de forța produsă de presiunea gazelor din cilindru și carter și de forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație și rotație ale mecanismului.
Pe lângă acestea mai apar forțele de frecare, forțele ce reprezintă greutatea organelor precum și momentul rezistent al consumatorului.
În calculul dinamicii mecanismului motor, se iau în considerare, de regulă, forța de presiune a gazelor, forțele de inerție ale maselor în mișcare și momentele pe care aceste forțe le produc.
2.1. Date inițiale
– viteză unghiulară a arborelui cotit, ω=418 [rad/s];
– coeficientul de compactitate al motorului, λ=0,331;
– lungimea bielei, L=144 [mm];
– alezajul cilindrului, D=79,5 [mm];
– numărul de timpi, τ=4;
– numărul cilindrilor motorului, i=4;
– diagrama indicată a motorului, p=p(v);
Fig. 2.1.-Diagrama indicată p-V
2.1.1. Forța datorată presiunilor gazelor
Presiunea variabilă a gazelor din cilindru, pg și presiunea din carter pk, generează forța care se aplică pistonului, având direcția axei cilindrului variabilă periodic ca mărime și perioada de variație fiind 7200 RAC la motoarele în 4 timpi. Valoarea pk= po=1 bar în cazul motoarelor în 4 timpi, po reprezentând presiunea atmosferică din carter.
În Fig. 2.2. se reprezintă variațiile forței Fp în funcție de unghiul α la un motor în 4 timpi.
Fig. 2.2. – Variațiile forței Fp
2.1.2. Forța de inerție
În calculul forței totale F ce acționează asupra mecanismului motor, intervine pe lângă forța de presiune a gazelor Fp și forța de inerție a maselor în mișcare de translație Fit, rezultând:
F = Fp + Fit
În Fig.1.4 și 1.5 se prezintă variația forței de inerție Fit și a forței totale F.
Pentru mecanisme axate, forța Fit se determină cu relația:
Fit = -mtRω2
mt – masa totală a organelor în translație;
R – raza manivelei, egală cu jumătate din lungimea cursei;
ω =- viteză unghiulară a arborelui cotit;
α – unghiul curent al manivelei motoare;
β – unghiul de oblicitate al bielei, care se calculează cu relația: β = arcsin (λ sinα)
Utilizând relația simplificată a accelerației, se obține:
Fit= – mtRω2 (cosα +λ cos2α)
Pentru motoare în 4 timpi cu piston portant, masa mt este:
mt = mp +mBt
mp – masa grupei piston este egală cu:
mp = mpist + msegm + mbolț
respectiv este formată din masa pistonului mpist, masa segmenților msegm și masa bolțului, mbolț.
Masa bielei în mișcare de translație se calculează:
mBt = mB
unde: mB – masa bielei cu cuzineți montați
Lp – distanța de la axa piciorului până la centrul de greutate G.
Acest mod de calcul presupune repartizarea masei bielei în două puncte, respectiv în axă bolțului și în axă manetonului, Fig.1.3.
Valorile de calcul a maselor de mai sus, se aleg după motoare construite și cu performanțe ridicate sau pe baze statistice.
Fig. 2.3. – Biela
2.1.3. Calculul forțelor din mecanismul manivelă-piston
Pornind de la forțele calculate anterior FP și Fit se deduc:
– Forța rezultantă ce acționează asupra pistonului ( P- punct de aplicație)
Fig. 2.4. – Forțele din mecanismul manivelă-piston
– Forța B se descompune într-o componentă tangențială T și o forță pe direcția brațului Z, calculate cu relațiile:
T = F
Z = F
În aceste expresii nu s-au luat în considerare greutățile proprii ale organelor în mișcare care acționează vertical.
De obicei, la motoarele semirapide și lente aceste forțe se iau în considerare, fiind amplasate în punctele P și M ale mecanismului, forța totală devenind:
F = Fp +Fit + Fgt
unde:
Fgt = Fgp + FgBp
Fgp – forța de greutate a organelor grupei piston,
FgBp – forța de greutate a bielei concentrată în piciorul bielei.
Valoarea forței FgBM=g mBM –reprezintă greutatea bielei concentrată în axă
manetonului.
Cu forțele calculate mai sus, se determină rezultanta forțelor ce activează asupra fusului maneton ZM și asupra fusurilor paliere Zpal:
ZM = Z + FiRB = F – mBM Rω2
Zpal = Z + FiR = F – mR Rω2
mR – reprezintă masa în mișcare de rotație a mecanismului motor calculată cu relația:
mR = mM + mBM + 2 mb
în care: mM – masa manetonului
mb – masa brațului cotului
ρ – distanța de la axul palierului la centrul de greutate al brațului.
2.1.4. Calculul tabelar al forțelor mecanismului manivelă-piston
Calculul forțelor B, T, Z și a momentului M se pot efectua tabelar, în funcție de unghiul α de rotație al manivelei. Perioada tuturor calculelor pentru forțe și reacțiuni este egală cu perioada ciclului motor τπ. În tabelul 1.1 este prezentat un mod de organizare al calculelor pentru forțe, reacțiuni și momentul motor instantaneu al unui cilindru al motorului.
Fig. 2.5 Forța B și N în funcție de α
Fig. 2.6 Forța Z și T în funcție de α
2.1.5. Momentul motor
Momentul motor al motorului policilindric se determină pe baza momentului motor al unui cilindru, presupunând că toți cilindrii dezvoltă același moment motor, de asemenea se presupune că toți cilindrii lucrează asupra unui arbore comun și că aprinderile sunt decalate uniform, ceea ce are drept urmare faptul că momentele motoare sunt uniform decalate pe durata unui ciclu.
Neglijându-se momentul corector rezultat din înlocuirea masei bielei prin două mase concentrate, momentul motor instantaneu se definește ca modul prin produsul dintre forța tangențială și raza manivelei:
[Nm]
Momentul motor este o mărime periodică, cu perioada ФM egală pentru motorul policilindric cu:
ФM = =
unde: Фc = 7200 RAC pentru motorul în 4 timpi ( τ = 4 ).
Ordinea de aprindere pentru motorul în 4 timpi cu 4 cilindri, este 1-3-4-2-1.
2.2 Grupa piston
Grupa piston este alcătuită din trei organe: pistonul, bolțul și segmenții.
Ea îndeplinește următoarele funcțiuni:
asigură evoluția fluidului motor în cilindru,
transmite bielei forța de presiune a gazelor,
transmite cilindrului reacțiunea normală produsă de bielă (ghidează piciorul bielei în cilindru),
etanșează cilindrul în ambele sensuri: împiedicând scăparea gazelor spre carter și pătrunderea uleiului în camera de ardere,
evacuează o parte din căldura dezvoltată prin arderea combustibilului.
Primele două funcții sunt îndeplinite de piston împreună cu bolțul; iar următoarele două funcții sunt preluate de piston împreună cu segmenții.
2.2.1 Pistonul
Pistonul îndeplinește în plus o serie de funcții suplimentare și anume:
– poate conține parțial său integral camera de ardere,
– dirijează gazele în cilindru,
– este organ de pompare la motoarele în patru timpi;
– este organ de distribuție la motoarele în doi timpi.
Pistonul se compune din următoarele părți:
– capul pistonului –are rolul de a prelua presiunea gazelor,
– regiunea port-segment (RPS) – are canale în care se introduc segmenții,
– mantaua – are rolul de a ghida pistonul în cilindru și de a transmite forța normală,
– umerii pistonului – zona în care se fixează bolțul.
Fig. 2.7 – Pistonul
Caracteristicile materialelor pentru pistoane se prezintă în tabelul 2.1.
Tabelul 2.1 Caracteristicile materialelor pentru pistoane
2.2.2. Dimensionarea și calculul pistonului
Dimensiunile principale ale pistonului sunt ilustrate în Fig. 2.2 și în Tabelul 2.2.
Tabelul 2.2 Dimensiunile principale ale pistonului
Fig. 2.8 – Dimensiunile caracteristice ale pistonului
2.2.3. Solicitări mecanice ale pistonului
Se verifică capul pistonului în ipotezele simplificatoare, că acesta este o placă circulară încastrată pe contur de diametru Dci, de grosime δ, încărcată cu o sarcină uniform distribuită, dată de presiunea maximă a gazelor din cilindru.
În centru (r = 0 ) Mr = Mt
pe fața inferioară:
= = = 0,487 pg =21
unde: R==
pe fața superioară:
= ==-21
Pe contur (r = R)
pe fața inferioară:
== =-32
== =-9
pe fața superioară:
==32 ==9
unde: μ = 0,27 – 0,3 este coeficientul lui Poisson.
2.2.4. Solicitări termice ale pistonului
Izotermele sunt cilindri concentrici. Se aplică la motoarele rapide și semirapide
Distribuția temperaturii este dată de legea:
t = tc + a r2
= a α E (R2 – r2)
= a α E (R2 – 3r2)
centru: r = 0
= = a α E R2=29[MPa]
periferie: r = R
= 0[MPa]
= – a α E R2=6[MPa]
Pentru r = R, la periferie t = tp se deduce că:
=-0,11
Temperatura pistonului în centru și la periferie se adoptă conform Fig. 2.4.
Tensiunile mecanice și termice se însumează algebric, astfel:
= + ≤
=32[MPa]
= + ≤
=38[MPa]
Fig. 2.8-Temperaturile pistonului în centru și la periferie în funcție de material
2.3.Bolțul
Bolțul este organul de articulație al pistonului cu biela și, din punct de vedere dinamic, transmite forțele de la piston la bielă. Forțele care acționează în timpul funcționării au un caracter variabil.
Pentru asigurarea unor condiții normale de funcționare pentru construcția bolțului se impun următoarele cerințe:
masa mică (deoarece participă la forțele de inerție),
rezistență la încovoiere și la șoc,
rezistență ridicată la uzură pentru suprafața de lucru,
presiuni specifice scăzute,
rigiditate ridicată.
2.3.1. Materiale pentru bolțuri
Bolțul trebuie să aibă duritate mare a suprafeței exterioare pentru a rezista la uzură și un miez tenace pentru a rezista la solicitări prin șoc. Aceste condiții sunt satisfăcute de oțelurile aliate cu elemente de aliere Cr, Ni, Mn, Mo cu conținut redus de carbon (0,12 – 0,35) % și de oțelurile carbon de calitate.
Bolțurile sunt confecționate din bare laminate. Apoi se cementează pentru mărirea durității suprafeței sau se călesc superficial prin CIF, pe o adâncime de 1,0 – 1,5 mm.
Materialul bolțului trebuie să asigure o duritate de 55 – 65 HRC la suprafață și 40 – 45 HRC în miez.
2.3.2 Dimensionarea și calculul bolțului
Bolțul se dimensionează pe baza datelor constructive (Fig. 2.5, tabelul 2.4).
Fig. 2.9.-Dimensiunile forțelor și forțele de încărcare
Tabelul 2.4 Dimensiunile principale ale bolțului
2.3.3. Forța care solicita bolțul
Se admite că forța care solicită bolțul este:
Fmax= Fgmax + 0,7 Fimax=28229[N]
Fgmax = =24142[N]
Fimax = -mp R ω2 (1+λ)=5383[N]
2.3.4. Presiunea în locașurile din piston
Presiunea în locașurile din piston:
pp = ≤ pa
pp =29[MPa]
unde:
pa = (25 – 50) [MPa]
2.3.5. Presiunea în piciorul bielei
Presiunea în piciorul bielei:
pb = ≤ pa
pb =18[MPa]
unde:
pa = (40 – 90) [MPa]
2.3.6. Tensiunea maximă de încovoiere
Tensiunea maximă de încovoiere:
σi = ≤σa
σi =217[MPa]
unde:
σa = (250….400) [MPa] – oțeluri aliate
2.3.7. Verificarea la forfecare
Verificarea la forfecare:
τf = ≤ τaf
τf =151[MPa]
τaf = (100….220) [MPa] – oțeluri aliate
2.3.8. Verificarea la ovalizare a bolțului
Verificarea la ovalizare a bolțului se face în cazul:
α = > 0,6
Cum α =0,64, se verifică condiția de calcul.
σeφ =0 = =84[MPa]
= – ==-179[MPa]
σiφ =0 = – =-148[MPa]
= =34[MPa]
k = 1,5 – 15(α – 0,4)3=1,29
β1 = = 3,57
β2 = =7,58
β3 = =6,29
β4 = =1,45
2.3.9. Deformația maximă de ovalizare
Deformația maximă de ovalizare:
δmax = ≤
δmax =0,03
Δ' – jocul diametral al bolțului la cald
2.3.10. Verificarea la oboseală
Pentru bolțul flotant, ciclul este alternant simetric:
σimin = -σimax
și deci: σm = 0
Coeficientul de siguranță este:
cσ = =1,33
unde:
σ-1 = (0,40 – 0,55 )σr=240[MPa];
σr = (600 – 750) [MPa] – rezistența la rupere pentru oțeluri carbon;
kf = 1
ε = 0,8 – 0,9
γ = 1,1 – 1,5 sau γ = 1,5 – 2,5
Se recomandă: cσa = 1,0 – 2,2 valoarea admisibilă a coeficientului de siguranță.
2.3.11. Determinarea jocului bolțului la rece
Determinarea jocului bolțului la rece:
Δ = =0,02
unde:
Δ' = (0,5 – 1,0) 10-3 deb – jocul la cald;
αp, αb – coeficienții de dilatare ai materialului pistonului, respectiv ai bolțului;
tp = (150 – 200)o C – temperatura pistonului;
tb = (120 – 150)o C – temperatura bolțului;
to ≈ 20o C – temperatura mediului ambiant;
Cum Δ > 0, montajul este cu joc.
2.3.12. Temperatura minimă a pistonului la montarea bolțului
Temperatura minimă a pistonului la montarea bolțului:
tmin = to + =109[oC]
Se recomandă: tmin = (80 – 120)oC
2.4. Segmenții
Segmenții sunt inele elastice montate în regiunea port-segmenți din piston, având rolul de a realiza etanșarea camerei de ardere, de a regla cantitatea de ulei de pe oglinda cilindrului și de a transmite căldura de la piston la cilindru. Segmenții care opresc scăparea gazelor din cilindru spre carter se numesc segmenți de compresie. Segmenții care opresc trecerea uleiului din carter spre camera de ardere se numesc segmenți de ungere. Totodată, segmenții de compresie evacuează o parte din căldura de la piston spre cilindru, iar segmenții de ungere dozează și distribuie uniform uleiul pe oglinda cilindrului. Segmentul are formă de inel tăiat (Fig. 2.6).
Fig. 2.9 – Segment
Distanța dintre capetele segmentului se numește rost. Dimensiunea caracteristică a secțiunii prin segment după direcția radială se numește grosime radială, a. Dimensiunea caracteristică a secțiunii prin segment după direcția axială se numește înălțimea segmentului, h. În stare de lucru diametrul exterior al segmentului este egal cu alezajul D, iar diametrul interior al segmentului este: Di = D – 2a.
2.4.1. Materiale pentru segmenți
Materialul utilizat pentru segmenți trebuie să satisfacă o serie de cerințe:
rezistență mecanică ridicată la temperaturi relativ înalte (200 – 300)oC;
duritate ridicată, pentru o rezistență la uzura adezivă și abrazivă (dar o duritate mai mică decât a cilindrului);
proprietăți antifricțiune, pentru reducerea pierderilor mecanice în condițiile frecării semifluide și pentru a preveni gripajul;
modul de elasticitate ridicat, pentru a preveni vibrația ;
rezistență la coroziune, pentru a diminua acțiunea chimică și electrochimică;
adaptare rapidă la forma cilindrului.
Materialul care satisface cel mai bine cerințele de mai sus este fonta perlitică cu grafit lamelar.
2.4.2. Dimensionarea și calculul segmenților
Dimensiunile segmentului se redau în tabelul 2.5.
Tabelul 2.5 Dimensiunile principale ale segmentului
2.4.3. Distribuția presiunii radiale pe periferia segmentului
peφ =
unde: n =12
Fig. 2.10.- Distribuția presiunii elastice pe suprafața laterală a segmentului
Valorile coeficienților se dau în Tabelul 2.5
Tabelul 2.5 Valorile coeficienților
Curba este utilizată la segmenții motoarelor în 4T rapide.
Presiunea medie elastică pe se alege în funcție de particularitățile funcționale și constructive ale motorului. La motoarele de autovehicule cu turații foarte mari, din cauza vibrației, presiunea pe ia valori cu atât mai mari cu cât turația este mai mare.
2.4.4. Rostul în stare liberă a segmentului
So = =0,01[m]
unde:
g – coeficient care are valorile:
– g = 0,196 pentru curba din Fig. 2.6
= 2,5 – 4 – pentru segmenții mediu solicitați;
=3,8
2.4.5. Determinarea formei libere a segmentului
Se definește următorul parametru constructiv al segmentului:
=0,0016[m]
apoi parametrul:
=0,03
unde:
Rm = – raza fibrei medii a segmentului în stare montată
I = – momentul de inerție al segmentului
Deplasarea radială:
u = RB =0[m]
i = 3, 5, 7, 9, 11
unde: și φ = 0….1800
Deplasarea unghiulară:
ε = B
i = 3, 5, 7, 9, 11
φ = 0….1800
ε=0,15[m]
Se va face verificarea: S0 = 2 (Rm + uπ) επ=0,01[m]
2.4.6. Recalcularea presiunii medii elastice
=0,16[MPa]
2.4.7. Tensiunile în segment
σ1 – tensiunea de încovoiere în stare de lucru a segmentului
σ1max = ≤ σai; σai = (300 – 400) [MPa]
σ1max=292 [MPa]
unde:
Mmax = momentul încovoietor maxim
[m3] modulul de rezistență al segmentului
Coeficientul KM are valorile:
KM = 1,742 – pentru curba din Fig. 2.6
Înlocuind expresia presiunii pe, va rezulta:
σ1max = ≤ σai
σ1max=292 [MPa]
La deschiderea segmentului în vederea montării sale, tensiunea este:
σdmax = ≤ σai
σdmax =196[MPa]
unde: m – coeficient ce ține cont de modul de deschidere al segmentului
Am adoptat m=2.
Fig. 2.11.- Modul de deschidere al segmentului
2.5 Biela
Biela transformă mișcarea alternativă de translație a pistonului în mișcare de rotație a arborelui cotit, transmițând forța de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit.
2.5.1. Materiale pentru biele
Bielele se confecționează din:
oțel carbon de calitate (mărcile OLC45X, OLC60X),
oțel aliat cu elemente de aliere: Cr, Mn, Mo, Ni, V,
fontă,
aliaj de Al.
Rezistența de rupere la tracțiune a oțelurilor pentru bielă trebuie să fie de (800….1050) [MPa].
Șuruburile de bielă se confecționează din oțeluri aliate de îmbunătățire având rezistența la rupere de 800 MPa. Bucșele din piciorul bielei se confecționează din bronz cu aluminiu, bronz cu plumb, bronz cu staniu sau bronz fosforos, cu rezistență ridicată la uzură și rupere.
2.5.2. Dimensionarea și calculul bielei
2.5.3. Piciorul bielei
Tabelul 2.6 Dimensionarea piciorului bielei
Fig. 2.12.- Dimensionarea piciorului bielei
Calculul piciorului bielei la solicitări maxime:
Se consideră piciorul bielei o bară curbă și unghiul γ1 = 700 -750, iar solicitarea de întindere este produsă de forța de inerție a grupei piston:
FI = mp Rω2 (1+λ)=5838 [N]
Fig. 2.13.- Piciorul bielei reprezentat ca o curbă
La un unghi oarecare γ, momentul încovoietor și forța axială au expresiile:
pentru γ (0, γ1):
MB-a = [2(γ1cosγ1 – sinγ1) – π (cosγ1 – cosγ)]=-8474[Nmm]
NB-a = cos=998[N]
pentru γ (γ1, 90o):
Ma-A = (γ1cosγ1 – sinγ1)=-41456[Nmm]
Na-A ≈ 0
unde:
ρ = =30[mm]
În secțiunea A – A, unghiul γ = 90o
MA-A = – 0,165 Fiρ=-28948 [Nmm]
NA-A = 0[N]
În secțiunea B – B, unghiul γ = 0o
MB-B = 0,164 Fi ρ=28772[Nmm]
NB-B = =2919[N]
Tensiunile totale sunt:
în fibra exterioară:
σeA-A = =0[MPa]
σeB-B = =0[MPa]
în fibra interioară:
σiA-A = =0[MPa]
σiB-B = =0[MPa]
e = ρ – r=15[mm] r = =15[mm]
ri = =12[mm] re = =17[mm]
h1 = r – ri =2,1[mm] h1 + h2 = hp h2 = re – r=2,3
σmax < σa σai = (100….150) [MPa] biele din OLC
Verificarea la solicitări variabile a piciorului bielei
b1) La începutul admisiei piciorul este supus la întindere (Fig. 2.12) datorită forței de inerție considerată distribuită uniform pe suprafața superioară. Piciorul bielei se consideră încastrat în secțiunea C-C, iar unghiul γC = 90o – 130o
p = =4 [MPa]
Fig. 2.14.- Piciorul bielei supus la întindere
Din teoria barelor curbe, în secțiunea A – A avem:
forța axială:
NA = Fi (0,527 – 0,0008 γC)=2516[N]
momentul încovoietor:
MA = Fi ρ (0,00033 γC – 0,0297)=1736[Nmm]
Unghiul γC se introduce în grade.
În secțiunea de încastrare C-C avem:
forța axială:
NC = NA cosγC + Fi(sinγC – cosγC)=1366[N]
– momentul încovoietor:
MC = MA + NAρ(1 – cosγC) – Fi (sinγC – cosγC)=16469[Nmm]
Prin introducerea bucșei antifricțiune forța axială se diminuează:
=1134[N]
=0,82
Ecuz = 1,15105 [MPa] (bronz)
Ep = 2,1105 [MPa] (oțel)
Tensiunile determinate de NC și MC sunt:
σeC = =210[MPa]
σiC = =-209[MPa]
b2) La începutul destinderii gazelor, forța rezultantă comprimă piciorul bielei
Forța de comprimare este:
=18304[N]
Fig. 2.15.- Forța de comprimare aplicată piciorului bielei
Tensiunile sunt semnificative pentru uhnghiul γ (90o….γC)
=225[N]
=-235064[mm]
Unghiul γC în [rad]
și se determină după grafice
Fig. 2.16.- Graficul pentru determinarea și
σ'eC==-2835[MPa]
σ'iC = =3153[MPa]
=
b3) Calculul tensiunilor de fretare
Bucșă antifricțiune este montată prin fretare, strângerea fiind Δ=(0,004-0,008) [mm], iar în funcționare apare și o strângere termică:
Δt = di (αb-αp) (t – 20)=0,013
t = temperatura de regim din piciorul bielei
t = (100 – 150)0 C
αb – coeficientul de dilatare al materialului bucșei αb = 1,8 10-5 [1/K]
αP =coeficientul de dilatare al materialului bielei
=41[MPa]
Tensiunile de fretare:
σeF = pF =-26929[MPa] – în fibra exterioarǎ
σiF = pF =-26910[MPa] – în fibra interioarǎ
Verificarea la oboseală se face ținând cont și de fretare:
σmax = σeC + σeF =-26718[MPa];
σmin = σ’eC + σeF=-23775[MPa]
Coeficientul de siguranțǎ:
=-0,06
Coeficientul de siguranță admisibil: cσa = 2,5 – 5,0
σ-1t = (340….400) [MPa] – oțel aliat
kf = 1; ε = 0,8 – 0,9; γ = 0,7 – 0,8; = 0,12 – 0,20
Deformația piciorului de bielǎ se produce sub acțiunea forței de inerție:
[mm]
Δ=0,03[mm]
unde:
γC – unghiul de încastrare [o]
=175[mm4] – momentul de inerție al piciorului considerat un dreptunghi cu dimensiunile lb și hp
Se recomandă: Δ = (0,04 – 0,06) [mm]
2.5.4. Corpul bielei
Forma uzualǎ a corpului bielei pentru motoare semirapide și rapide este profilul dublu T. Lățimea H a tălpilor are dimensiuni diferite de la picior, Hp, la cap, HC. Calculul de verificare se face în secțiunea medianǎ unde lățimea tălpii este HM (Fig. 2.15 a,b).
Dimensiunile caracteristice pentru profilul dublu T sunt:
B = 0,75 H
a = 0,167 H
h = 0,667 H
e = 0,583 H
Hp = (0,48 – 1,00) de
HC = (1,10 – 1,35) HP
=122 [mm]- lungimea bielei
Fig. 2.17.- Dimensionarea corpului bielei
Verificarea la solicitări variabile a corpului bielei
a1) Forța de inerție produce întinderea corpului bielei:
Fi = mt R ω2 (1+λ)=8131[mm]
=23[MPa]
unde: mt = masa în mișcare de translație
mt = mp + mBt=0,5[kg]
mp = masa grupei piston
mBt = masa bielei în translație
a2) Forța de presiune a gazelor comprimǎ corpul bielei:
FC = Fg + Fi = (pgmax – pcarter) – mt R ω2(1+λ)=15514[N]
=67[MPa]
Se va lua în calcul secțiunea A cea mai mică. Se va ține cont și de flambaj, deși aceste tensiuni depășesc numai cu (10 – 15)% pe cele de compresiune, fiind de importanțǎ redusă. Însă la motoarele cu biele lungi, tensiunile de flambaj devin importante :
=74[MPa]
Coeficientul de siguranțǎ la solicitarea variabilă întindere-compresiune:
σmax = σf=74[MPa]
σmin = σt=35[MPa]
=3,9
Coeficientul de siguranță admisibil: cσa = 2,0 – 2,5
σ-1t = (340….400) [MPa] – biele din oțel aliat
kf = 1; ε = 0,80 – 0,85; γ = 0,70 – 0,75; = 0,2 – 0, 3.
Verificarea la flambaj:
Se calculează coeficientul de zveltețe, :
=31
unde: L – lungimea bielei [mm]
i – raza de inerție a secțiunii considerate [mm]
=4 [mm]
I – momentul de inerție [mm 4] a secțiunii considerate, A [mm2]
Cum λ λ1 se considerǎ că practic tija nu flambează
Tabelul 2.7 Coeficienții din formula Tetmayer-Jasinski
Verificarea la încovoiere
Se recomandă să se facă la motoarele rapide. În planul de oscilație, biela este solicitată la încovoiere datorită forței de inerție, care se determinǎ în funcție de accelerația manetonului și care este maximă pentru bielǎ atunci când aceasta este perpendiculară pe direcția manivelei.
Fig. 2.17.- Verificarea la încovoiere
σit=138[MPa]
unde: Mmax = Fi L=28993[N mm] – momentul încovoietor maxim
Fi = A L ρ R ω2=1852[N] – forța de inerție
ρ = (7700 – 7800) [kg/m3] – densitatea bielei
=208 [mm3]- modulul de rezistențǎ al secțiunii corpului bielei
Se recomandă: σai = (150…250) [MPa]
2.5.5. Capul bielei
Dimensiunile principale ale capului bielei (diametrul interior și lungimea) sunt determinate în funcție de dimensiunile fusului maneton al arborelui cotit.
Fig. 2.18.- Dimensionarea capului bielei
Dimensiunile se adoptǎ astfel:
dM = (0,55 – 0,68) D=54[mm] – M.A.S.
lcap = lcuz = (0,45 – 0,62) dM=24[mm] – M.A.S.
Întrucât partea superioară a capului se racordează larg cu corpul bielei, solicitarea la compresiune nu este semnificativă.
Forța de întindere care solicitǎ capul bielei este dată de rezultanta forței de inerție a maselor în mișcare de translație cu forța centrifugă a masei bielei în mișcare de rotație, mai puțin masa capacului (mcapac)
Ft = -mt R ω2(1+λ) – (mBr – mcapac) Rω2=3447[MPa]
mt = mp + mBt =0,5[kg]– masa pieselor în mișcare de translație
mBr=0,3[kg] – masa bielei în mișcare de translație
mcapac ≈ =0,9[kg]
2.5.6. Șuruburile bielei
Șuruburile bielei prind capacul de capul acesteia.
Solicitarea dinamică a șuruburilor
Șuruburile din capul bielei se dimensionează la întindere și se verificǎ la oboseală.
Forțele care solicitǎ un șurub sunt:
=1723[N]
unde: z = numărul de șuruburi. În general, z = 2
=3447- forța de prestrângere inițialǎ a șurubului
Forța maximă care solicită șurubul:
=3791[N]
unde:
k = (0,18 – 0,25) un coeficient ce ține seama de rigiditatea pieselor îmbinate
Forța minimă care solicită șurubul:
Fmin = Fo=3447[N]
Se dimensionează diametrul fundului șurubului :
df=5,2[mm]
unde:
σC = (600….1400) [MPa] – limită de curgere pentru oțel aliat
cC = 1,25 – 3,0 – coeficient de siguranțǎ
c1 = 1,3 – coeficient ce ține cont de solicitarea de torsiune la strângerea șurubului
c2 = 1,15 – coeficient ce ține cont de curgerea materialului la strângere
Se alege din standard diametrul fundului filetului
df STAS > df calculat
df STAS=6[mm]
Se calculează coeficientul de siguranțǎ la oboseală:
=134[MPa] d = df STAS
=121[MPa]
=4,4
kf = 4,0 – 5,5
ε = 0,8 – 1,3
γ = 1,0-1,5
= 0,2
σ-1t = (300….700) [MPa]
Se recomandă: cσa = 2,5 – 4
Solicitarea statică a șuruburilor ține cont de răsucirea șuruburilor:
=7[MPa] – tensiunea de răsucire
=1378[N mm] – momentul de răsucire
dm =10[mm] – diametrul mediu al șurubului
=196[mm3] – modulul de rezistențǎ polar al secțiunii circulare cu diametrul dm
μ = 0,08 – 0,10 – coeficientul de frecare.
Tensiunea echivalentǎ se determinǎ pe baza uneia din teoriile de rezistențǎ:
σech =
σech=134[MPa]
Se recomandă: σai = (250….300) [MPa]
2.6.– Arborele cotit
Arborele cotit este organul motorului care transformă mișcarea de translație a pistonului în mișcare de rotație, transmițând în exterior, la utilizator, momentul motor produs de forța de presiune a gazelor. În cazul motoarelor policilindrice, arborele cotit însumează lucrul mecanic produs de fiecare cilindru în parte. În afara faptului că rolul său principal este de a transmite momentul motor în exterior, în plus, arborele cotit mai are și funcția de a antrena în mișcare unele sisteme auxiliare ale motorului.
Fig. 3.1.-Părțile componente ale arborelui cotit
partea frontală a arborelui cotit (capătul liber)
fusuri palier
fusuri manetoane
brațe
contragreutăți
partea posterioară
volant
2.6.1. Materiale pentru arbori cotiți
Materialele din care se execută arborii cotiți trebuie să satisfacă o serie de cerințe:
rezistența mare la oboseală;
duritate ridicată a suprafețelor fusurilor;
prelucrabilitate bună prin așchiere.
Arborele cotit se realizează prin două procedee: prin forjare și prin turnare.
Arborii cotiți forjați se execută din oțel, iar cei turnați din oțel sau fontă.
Oțelurile utilizate pentru arbori sunt oțeluri de calitate (OLC45X, OLC60X) și respectiv oțeluri aliate cu Cr, Ni, Mo, V.
Arborii cotiți obținuți prin forjare au lungimi de până la 2 m. Arborii cotiți din oțel forjat se tratează termic și termochimic mărindu-li-se duritatea superficială.
În cazul motoarelor cu solicitări mai reduse, arborii cotiți se toarnă din fontă, fabricația având un cost mai redus. Fonta are o rezistență mai redusă la încovoiere, dar prin mărirea dimensiunilor coturilor se compensează rezistența mai mică la oboseală a fontei. Se utilizează fontă perlitică și fontă aliată cu Cr, Ni, Cu, Mo.
2.6.2. Dimensionarea și calculul arborelui cotit
Se efectuează o dimensionare prealabilă a elementelor cotului arborelui cotit, urmată de o serie de verificări, după cum urmează:
verificarea fusurilor la presiune;
verificarea tensiunilor maxime în elementele cotului;
verificarea la solicitări variabile;
verificarea regimurilor de rezonanță la vibrațiile de torsiune;
determinarea jocurilor în lagăre pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii.
Dimensiunile principale ale unui cot se determină pe baza unor rapoarte adimensionale, după motoare constructive de același tip și cu performanțe ridicate.
Fig. 2.19-Dimensiunile principale ale unui cot
Fig. 2.20-Dimensiunile principale ale unui cot
Tabelul 3.1 Dimensiunile principale ale unui cot
2.6.3. Verificarea arborelui cotit la solicitări maxime
Se consideră, cu aproximație, că la 300 RAC după PMI, se obține forța tangențială maximă în procesul de destindere .
Riguros, este necesar un calcul al forțelor în acest domeniu, cu un pas al unghiului α de 10 RAC, rezultând astfel valoarea maximă a forței tangențiale, care poate să se manifeste la un unghi diferit de 300 RAC.
Se calculează, pentru această poziție, reacțiunile AZ și BZ corespunzătoare forței Z, reacțiunile AT și BT corespunzătoare forței tangențiale Tmax, precum și momentul de intrare Mti. (Fig. 3.3).
Fig. 2.21-Forțele ce acționează
Fusul maneton
Forțele AZ și AT solicita fusul maneton la încovoiere:
MiZ = AZ a=368064[Nmm]
=23[MPa]
MiT = AT a=298888[Nmm]
=19[MPa]
MiZ [N mm] – momentul încovoietor în planul cotului;
MiT [N mm] – momentul încovoietor în plan perpendicular pe cot;
WM [mm3] – modulul de rezistență a fusului maneton.
Tensiunea de încovoiere rezultantă:
=30[MPa]
Momentul Mti și forța AT produc torsiunea fusului maneton:
Mt = Mti + AT R=565928[Nmm]
=18[MPa]
unde:
[MPa] – tensiunea de răsucire;
WpM [mm3] – modulul polar de rezistență a fusului maneton
Tensiunea redusă dată de solicitarea compusă:
=47[MPa]
Fusul palier de intrare
Forțele AZ și AT solicita fusul palier la încovoiere:
=86344[Nmm]
=8[MPa]
=70116[Nmm]
=6[MPa]
unde:
MiZ [N mm] – momentul încovoietor în planul cotului;
MiT [N mm] – momentul încovoietor în plan perpendicular pe cot;
[MPa] – tensiunile încovoietoare în cele două plane;
WL [mm3] – modulul de rezistență a fusului palier
Tensiunea de încovoiere rezultantă:
=10[MPa]
Momentul Mti produce răsucirea fusului palier:
=17[MPa]
unde:
[MPa] – tensiunea de răsucire
WpL [mm3] – modulul polar de rezistență a fusului palier
Tensiunea echivalentă dată de solicitarea compusă:
=36[MPa]
CAPITOLUL 3
Calculul și construcția cutiei de viteze
Cutiile de viteze actuale s-au diferențiat atât ca principiu de funcționare cât și ca mod de deservire. Din acest punct de vedere trebuie să se facă distincție între agregatul de lucru ca transformator de cuplu și dispozitivul sau sistemul de acționare prin care se alege regimul optim de funcționare al cutiei de viteze.
Rezistențele la înaintarea autovehiculului variază mult în funcție de condițiile de concrete de deplasare și corespunzător acestora trebuie să se schimbe și forța de tracțiune la roțile motoare. Marea majoritate a automobilelor actuale sunt echipate cu motoare cu ardere internă, a căror particularitate constă în faptul că puterea maximă este dezvoltată la turații foarte ridicate. Automobilul necesită puteri mari și la viteze mici, care însă nu pot fi asigurate de motor datorită valorii relativ ridicate a turației minime stabile de funcționare a acestuia. În consecință, automobilul trebuie să fie înzestrat cu un dispozitiv care să permită schimbarea turației și momentul roților motoare în timpul mersului și să asigure utilizarea integrală a puterii motorului la toate regimurile de funcționare. Acestui scop îi servește cutia de viteze, care îndeplinește funcția unui variator de cuplu și turație în transmisia autovehiculului, asigurând totodată posibilitatea mersului înapoi și funcționarea motorului la regim de mers încet, în gol, atunci când automobilul stă pe loc.
2. Destinația și funcționarea cutiei de viteze
Cutia de viteze este o componentă din lanțul cinematic al transmisiei care permite lărgirea gamei de moment și turație la roțile motrice.
Rolul c.v.:
– permit modificarea forțelor de tracțiune în funcție de rezistența la înaintare,
– întrerupe lanțul cinematic între motor și transmisie pentru staționarea autovehiculului cu motorul în funcțiune,
– permite mersul înapoi al autovehiculului,
– permite deplasarea autovehiculului cu viteze foarte mici, care nu pot fi asigurate de către motorul cu ardere internă, care are o turație minimă de funcționare stabilă relativ cam mare.
Dezavantajele m.a.i.:
1 – nu i se poate schimba sensul de rotație,
2 – nu poate funcționa stabil
sub o anumită turație (750-800 rot/min),
3 – nu poate fi pornit sub sarcină.
Aceste dezavantaje fac necesară instalarea cutiei de viteze.
Cerințe impuse c.v.:
1) adaptabilitatea: calitatea cutiei de viteze prin care permite deplasarea autovehiculului cu diferite viteze în funcție de sarcină, de starea drumului;
2) randament ridicat (la o cutie de viteze cu doi arbori randamentul este mai mare decât randamentul cutiei de viteze cu trei arbori, excepție făcând priza directă),
η=0,9 η=0,9 η=0,81
3) silențiozitatea,
4) schimbarea treptelor de viteze să se facă ușor,
5) siguranța în funcționare etc.
Clasificare:
I – după principiul de acționare:
mecanice,
hidraulice,
electrice,
combinate,
II – după modul de variație a raportului de transmitere:
– cutii de viteze în trepte, (cu roți dințate)
– cutii de viteze continue (progresive),
– cutii de viteze combinate,
III – după tipul arborilor:
– cu arbori fixi,
– cu arbori planetari,
IV – după modul de acționare:
– directă (cu levier),
– semiautomată (combinație),
– automată (lipsește pedala de ambreiaj),
V – după modul de cuplare a unei trepte de viteze,
– cu posibilitate de cuplare sub sarcină,
– cu cuplare fără sarcină (de pildă la un tractor ce urcă pe o pantă mare se va
introduce obligatoriu încă de la poalele dealului într-o treaptă de viteză cu care
se va urca până sus),
VI – după numărul de arbori:
– cu 2 arbori,
– cu 3 arbori,
VII – după poziția arborilor în raport cu axa longitudinală a autovehiculului:
– c.v. cu arbori longitudinali,
– c.v. cu arbori transversali,
VIII – după poziția c.v. pe autovehicul:
– longitudinale,
– transversale,
2.Soluții constructive ale cutiei de viteze
Cutia de viteze realizează, prin valori diferite ale rapoartelor de transmitere numite trepte de viteză, acordarea posibilităților energetice ale motorului la cerințele energetice ale automobilului în mișcare cu asigurarea unor performanțe dinamice, de consum de combustibil și de poluare cât mai bune. Cutia de viteze, a cărei necesitate este determinată de incapacitatea motorului de a satisface diversitatea condițiilor de autopropulsare, îndeplinește următoarele funcțiuni:
schimbarea raportului de transmitere:
– este funcția principală a unei cutii de viteze; se realizează astfel modificarea forței de tracțiune și a vitezei de deplasare în funcție de variația rezistențelor la înaintare și/sau de regimul de circulație al automobilului; în plus oferă posibilitatea autopropulsării automobilului cu viteze reduse, ce nu pot fi asigurate în mod direct de motorul cu ardere internă care are turația minimă stabilă relativ mare;
inversor al sensului de mers al automobilului:
– cum sensul de rotație al motorului este prin concepție unic, cutia de viteze conține elemente a căror dispunere permite, când este necesară inversarea sensului de rotație a arborelui de ieșire;
decuplează motorul termic de roțile motoare (punct mort):
– deoarece prin concepție, ambreiajul nu poate fi decuplat decât temporar, pentru situațiile în care este necesară funcționarea motorului cu automobilul imobilizat, lanțul cinematic este întrerupt prin aducerea elementelor mobile de cuplare într-o poziție neutră.
În scopul asigurării unei bune adaptabilități a automobilului condițiilor concrete în care are loc deplasarea, cutia de viteze trebuie să răspundă la o serie de cerințe, prin care:
– să aibă posibilitatea realizării unui număr cât mai mare de rapoarte de transmitere, iar mărimea lor să fie determinată în așa fel încât să asigure o utilizare rațională a puterii în condițiile unor performanțe economice, dinamice și de poluare optime pentru caracteristica motorului cu care se conlucrează;
– construcția să fie simplă, robustă, ușoară, iar manevrarea să fie simplă, precisă și comodă;
– în exploatare să prezinte siguranță și întreținere ușoară, iar manevrarea să fie simplă, precisă și comodă;
– să prezinte o gamă largă de utilizare.
După modul de modificare a raportului de transmitere, cutiile de viteze pot fi cu variația în trepte, cu variația continuă (progresivă), sau combinate. După principiul de funcționare, cutiile de viteze pot fi mecanice, hidraulice sau electrice.
Cutiile de viteze mecanice sunt cele mai răspândite la construcțiile actuale de automobile. Modificarea raportului de transmitere se face prin intermediul unor angrenaje de roți dințate (cutii de viteze în trepte), sau prin intermediul unor elemente de fricțiune (cutii de viteze continue).
După modul de acționare deosebim cutii de viteze cu acționare manuală, (neautomate), cutii de viteze semiautomate și cutii de viteze automate.
Structural, cutiile de viteză în trepte sunt formate din lanțuri cinematice paralele (utilizând și elemente comune), egale ca număr cu treptele de viteză și constituite din reductoare cu roți dințate și axe fixe sau mobile (planetare). Aceste reductoare formează mecanismul reductor al cutiilor de viteză.
Funcționarea independentă a lanțurilor cinematice se asigură prin montarea în fiecare lanț cinematic a roții cu cea mai mică turație independentă de rotația arborelui de susținere (liberă). Funcționarea cutiei de viteze într-o anumită treaptă se obține prin solidarizarea la rotație a roții libere cu arborele de susținere. Pentru solidarizare se utilizează mecanisme de cuplare a treptelor.
Comanda cuplării, selectarea treptei și menținerea treptei cuplate se face prin mecanismul de acționare.
Organizarea mecanismului reductor este realizată în concordanță cu:
– soluția de organizare a echipamentului de tracțiune;
– poziția motorului în raport cu axa longitudinală a automobilului;
– dispunerea cutiei de viteze față de motor;
– mărimea fluxului de putere transferat și cu numărul necesar de trepte de viteză.
La mecanismul reductor al cutiilor de viteze mecanice în trepte, raportul de transmitere se poate realiza prin participarea:
– unui singur angrenaj de roți dințate cu axe fixe, cum este cazul cutiilor de viteze cu doi arbori (fig.3.1a);
– a două angrenaje de roți dințate cu axe fixe, ca în cazul cutiilor de viteză cu trei arbori (fig.3.1b);
– a trei angrenaje de roți dințate, dintre care două cu axe fixe (organizate similar cutiei de viteze cu trei arbori) și unul cu axe mobile (reductor planetar) ca în situația cutiilor de viteze cu multiplicator planetar (fig.3.1c).
Pentru realizarea treptei de mers înapoi , față de treapta de mers înainte, unul din lanțurile cinematice ale mecanismului reductor se realizează cu trei roți dințate. Roata intermediară zi, montată pe un ax suplimentar ce angrenează simultan cu roata condusă z’1 și cea conducătoare z’2 nu intervine asupra raportului de transmitere, dar impune pentru acestea un sens identic de rotație.
Luând ca elemente de bază arborii față de care sunt dispuse angrenajele mecanismului reductor, cele mai frecvente soluții de organizare cinematică, funcție de numărul acestora, sunt:
– mecanismul reductor cu doi arbori: primar și secundar;
– mecanismul reductor cu trei arbori, dispus longitudinal: primar, intermediar și secundar.
Necesitatea îmbunătățirii performanțelor dinamice, economice și de poluare i-a determinat pe constructorii de automobile să optimizeze acordarea caracteristicii motorului la cerințele tracțiunii. Una din căile prin care este posibil acest fapt este suplimentarea numărului de trepte de viteză. Realizările practice aplicate în producția de serie pornind de la soluțiile clasice enumerate mai sus au sporit complexitatea ansamblului dar au păstrat în mare compactitatea.
Cele mai reprezentative soluții de acest gen sunt:
– mecanismul reductor cu trei arbori, dispus transversal: arbore primar și doi arbori secundari;
– mecanismul reductor cu patru arbori: arbore primar, doi intermediari și unul secundar;
– mecanismul reductor cu arbori multipli ce însumează pe lângă: arborele primar, intermediar și secundar (organizați similar cu CV longitudinale cu trei arbori) și arborii multiplicatorului de viteze.
Cutiile de viteze cu doi arbori dispun frecvent de 5 sau 6 trepte de viteză.
Organizare arborilor cutiei de viteze cuprind:
– arborele primar sau arborele de intrare ce primește mișcarea de la arborele cotit al motorului prin intermediul ambreiajului și include sau susține pinioanele conducătoare ale angrenajelor;
– arborele secundar sau arborele de ieșire ce susține sau include roțile conduse ale angrenajelor și transmite mișcarea direct sau indirect către puntea motoare.
3. Alegerea tipului constructiv
Scopul, condițiile și clasificarea cutiilor de viteze
În funcție de valoarea rezistenței care se opun înaintării automobilului, trebuie modificată forța de tracțiune a acestuia. Motoarele cu ardere internă a automobilelor permit o variație limitată a momentului motor, respectiv a forței de tracțiune. Din această cauză, automobilele echipate cu motoare cu ardere internă trebuie să fie prevăzute cu cutie de viteze cu scopul:
să permită modificarea forței de tracțiune în funcție de variația rezistențelor la înaintare;
să realizeze întreruperea îndelungată a legăturii dintre motor și restul transmisiei în cazul în care automobilul stă pe loc având motorul în funcțiune;
să permită mersul înapoi al automobilului, fără a inversa sensul de rotație al motorului.
Cutia de viteze a unui automobil trebuie să îndeplinească următoarele condiții:
să prezinte o construcție simplă , rezistentă și să fie ușor de manevrat;
să prezinte o funcționare fără zgomot și să aibă un randament cât mai ridicat;
să aibă o rezistență mare la uzare;
să fie ușor de întreținut, să asigure calități dinamice și economice bune;
să prezinte siguranță în timpul funcționării.
Cutiile de viteze utilizate la automobile se clasifică după modul de variație a raportului de transmitere și după modul de schimbare a treptelor de viteze.
după modul de variație a raportului de transmitere, cutiile de viteze pot fi:
cu trepte (etaje), la care variația raportului de transmitere este discontinuă;
continue sau progresive, care asigură între anumite limite o variație continuă a raportului de transmitere.
după felul mișcării axei arborilor , cutiile de viteze cu trepte pot fi :
cu axe fixe (simple), la care arborii au axa geometrică fixă;
planetare, la care axele unor arbori ai cutiei de viteze au o mișcare în jurul unui ax central.
după numărul treptelor de viteze, cutiile de viteze pot fi cu trei, patru, cinci, șase, sau chiar mai multe trepte.
după modul de schimbare a treptelor de viteze , cutiile de viteze pot fi
cu acționare directă;
cu acționare semiautomată;
cu acționare automată.
În scopul asigurării unei bune adaptabilități a automobilului la condițiile concrete în care are loc deplasarea, cutia de viteze trebuie să corespundă anumitor cerințe:
să aibă posibilitatea realizării unui număr cât mai mare de rapoarte de transmitere, iar mărimea lor să fie determinată în așa fel încât să asigure o utilizare rațională a puterii în condițiile unor performanțe economice, dinamice și de poluare optime pentru caracteristica motorului cu care se conlucrează;
în exploatare să prezinte siguranță, construcția să fie simplă, robustă, întreținere ușoară, iar manevrarea să fie simplă, precisă și comodă;
să prezinte o gamă largă de utilizare.
Cutiile de viteze mecanice în trepte, cu arbori cu axe fixe, sunt cele mai răspândite la automobile, deoarece aceste tipuri sunt simple din punct de vedere constructiv și deci fabricarea lor este ieftină. Cutia de viteze în trepte se compune din :
mecanismul reductor sau cutia de viteze propriu-zis;
mecanismul de acționare;
dispozitivul de fixare a treptelor;
dispozitivul de zăvorâre a treptelor.
Soluția constructivă a cutiei de viteze
Luând ca elemente de bază arborii față de care sunt dispuse angrenajele mecanismului reductor, cele mai frecvente soluții de organizare cinematică, funcție de numărul acestora, sunt:
mecanismul reductor cu doi arbori: primar și secundar;
mecanismul reductor cu trei arbori, dispus longitudinal: primar, intermediar și secundar.
Cutiile de viteze cu doi arbori se întâlnesc frecvent la autoturismele și autoutilitarele ușoare derivate din acestea cu motoare dispuse transversal sau longitudinal și se adoptă ca soluție constructivă pentru automobilul supus proiectării. Cutiile de viteze cu doi arbori dispun frecvent de 5 sau 6 trepte de viteză.
Figura 3.3 Cutie de viteze cu doi arbori
Organizarea arborilor cutiei de viteze cu doi arbori cuprinde:
arborele primar sau arborele de intrare ce primește mișcarea de la arborele cotit al motorului prin intermediul ambreiajului și include sau susține pinioanele conducătoare ale angrenajelor;
arborele secundar sau arborele de ieșire ce susține sau include roțile conduse ale angrenajelor și transmite mișcarea direct sau indirect către puntea motoare.
Caracteristic cutiei de viteze cu doi arbori este că intrarea și ieșirea se face la o anumită distanță (distanța între axele angrenajelor) de aceeași parte, în cazul soluțiilor de organizare a transmisiei de tip totul față, când în același carter cu cutia de viteze se găsesc înglobate transmisia principală și diferențialul, sau în părți opuse în cazul soluției clasice – motor față, punte motoare spate – soluție specifică autoutilitarelor ușoare, derivate din autoturisme. Rapoartele de transmitere în cazul mersului înainte se determină ca raport dintre numărul de dinți al roții conduse, z1, și numărul de dinți al roții conducătoare, z2.
Figura 3.4 Treaptă de mers înainte
Pentru realizarea treptei de mers înapoi (figura 3.5), față de treapta de mers înainte, unul din lanțurile cinematice ale mecanismului reductor se realizează cu trei roți dințate. Roata intermediară zi, montată pe un ax suplimentar ce angrenează simultan cu roata condusă z’1 și cea conducătoare z’2 nu intervine asupra raportului de transmitere, dar impune pentru acestea un sens identic de rotație.
Figura 3.5 – Treaptă de mers înapoi
Organizarea cinematică a mecanismului reductor
Schema cinematică și de funcționare a unei cutii de viteze cu cinci trepte de viteză pentru mersul înainte și cu una pentru înapoi este prezentată în figură 3.6.
În vecinătatea roților libere se găsesc mecanismele de cuplare cu sincronizare s1, s2, și s3, ce servesc la solidarizarea acestora cu arborii pentru obținerea treptelor de mers înainte.
Funcționarea cutiei de viteze pentru mers înainte într-o treaptă oarecare are loc astfel: de la ambreiaj fluxul de putere se transmite arborelui primar ap, roții dințate conducătoare r, roții dințate conduse r’ și arborelui secundar as.
Legătura între roata liberă și arborele pe care acesta se sprijină se face prin dantura de cuplare a sincronizatorului s la deplasarea manșonului acestuia din poziția neutră.
Roțile dințate 6, fixă pe arborele primar, și 6’, solidară cu manșonul de decuplare al sincronizatorului s2 servesc la obținerea treptei de mers înapoi.
Figura 3.6 Schema cinematică a cutiei cu 2 arbori
Arborii cutiei de viteze
Arborii cutiilor de viteze se montează pe carter ținând seama de organizarea ansamblului și de particularitățile de funcționare ale fiecăruia dintre arbori. Lungimea lor este determinată de soluția constructivă aleasă, de numărul de trepte de viteză, de dimensiunile elementelor de cuplare și de felul etanșărilor. De aceea, la proiectare trebuie realizată posibilitatea dilatărilor termice, pentru a nu se influența mărimea jocurilor din lagăre.
Luând în considerare deformațiile termice precum și necesitatea preluării eforturilor axiale, rezultate din utilizarea angrenajelor cu roți dințate cu dantură înclinată și din mecanismele de cuplare, rezultă, ca regulă generală, faptul că lagărele pe care se sprijină arborii se montează unul fix în direcție axial, pentru preluarea forțelor axiale, iar celălalt liber în direcție axială, pentru preluarea deformațiilor termice.
Centrarea elementelor asamblate pe arbori se face pe caneluri sau pe diametrul exterior. Cel mai utilizat tip de caneluri este cel cu profil evolventic. Centrarea pe flancuri este utilizată pentru componentele fără mișcare relativă față de arbore (roți fixe); centrarea pe diametrul exterior se utilizează în cazul roților montate liber.
Arborele primar primește mișcarea de la arborele cotit al motorului prin intermediul ambreiajului iar în cazul cutiilor de viteze transversale arborele primar are o construcție similară arborelui intermediar al cutiilor de viteză cu trei arbori.
În cazul cutiilor de viteze încărcate de momente de torsiune mari, numai roțile treptelor inferioare (I, II) și mers înapoi – caracterizate de diametre mici – fac corp comun cu arborele, celelalte fiind montate liber. De regulă lagărul anterior preia numai sarcinile radiale, iar lagărul posterior și sarcinile axiale. În funcția de mărimea sarcinii axiale, lagărul posterior poate fi realizat cu rulmentul radial-axial cu bile (în cazul cutiilor de viteze transversale), sau cu rulment special dublu, cu bile sau role conice, ce poate prelua eforturile în ambele sensuri.
În partea din față antrenarea arborelui primar de către discul condus de ambreiaj sau de către arborele ambreiaj se face prin caneluri evolventice.
Arborele secundar al cutiilor de viteze destinate autoturismelor organizate după soluția totul față transversal sau longitudinal face corp comun cu pinionul cilindric sau conic al angrenajului transmisiei principale. Pe arborele secundar sunt montate liber roțile dințate conduse ale angrenajelor și fix radial și axial elementele imobile ale sincronizatoarelor.
Arborele secundar se sprijină pe carter pe două lagăre, al căror tip constructiv depinde de tipul transmisiei principale (cilindric conic) și de momentul de încărcare. Lagărul anterior, situat în imediata vecinătate a pinionului transmisiei principale, este un lagăr radial. Lagărul posterior este un lagăr ce poate prelua în ambele sensuri și sarcinile axiale dezvoltate în angrenajele treptelor și angrenajul transmisei principale.
Lagărele cutiei de viteze
Lagărele cutiei de viteze sunt componente prin intermediul cărora arborii mecanismului reductor se sprijină pe carter pentru a le permite:
fixarea și ghidarea;
rotația și preluarea eforturilor în timpul funcționării.
Principalele cerințe funcționale sunt:
funcționarea silențioasă;
capacitate portantă mare la un gabarit minim;
durabilitate;
reglaje minime în exploatare și să permită variațiile de lungime ale arborilor.
În construcția cutiilor de viteze sunt utilizate lagăre cu alunecare (lagăre fluide) și lagăre cu rostogolire (rulmenți). Alegerea tipului de lagăr se face în funcție de:
organizarea transmisiei – carter comun al cutiei de viteze și al punții motoare;
poziția motorului (transversal sau longitudinal) ce implică utilizarea unui angrenaj cilindric sau conic pentru transmisia principală;
poziția cutiei de viteze – în prelungirea motorului sau în partea inferioară a acestuia;
tipul și mărimea încărcărilor – radiale, radial-axiale.
Lagărele cu alunecare (fluide) pentru sprijinirea arborilor mecanismului reductor pe carter sunt utilizate în construcția cutiilor de viteze, deoarece necesită o ungere din abundență (sub presiune), realizabilă obligatoriu prin utilizarea unei pompe de ulei. Utilizate cu preponderență ca lagăre la arborele cotit al motorului au fost adoptate și în construcția cutiilor de viteze amplasate transversal, în partea inferioară ale acestora. Ungerea comună a motorului și cutiei de viteze se realizează de către pompa de ulei.
Avantajul acestui tip de lagăr este că suportă sarcini radiale foarte mari la un gabarit minim (0,001 față de 0,0015 în cazul rulmenților cu bile, sau 0,003…0,005 pentru rulmenți cu role).
Lagărele cu rostogolire (rulmenți) sunt cele mai răspândite în construcția cutiilor de viteze, deoarece se adaptează perfect ungerii prin barbotare. Clasificarea rulmenților cutiilor de viteză și caracteristicile lor generale sunt cuprinse în tabelul 3.1.
Tabelul 3.1
Tipuri de rulmenți utilizați în cutiile de viteză
Roțile dințate
Roțile dințate utilizate la cutiile de viteză au dantură înclinată, cu profil în evolventă deoarece asigură sporirea capacității portante a danturii, permite corectarea danturii și realizează funcționarea fără zgomot.
Roțile dințate cu dinți drepți sunt simple și ieftine dar funcționează zgomotos și se uzează rapid. Utilizarea lor este limitată de realizarea treptei de mers înapoi, când se folosesc angrenaje decuplabile cu roți baladoare.
Dantura înclinată se folosește întotdeauna când roțile dințate sunt în angrenare permanentă. Față de cele cu dinți drepți sunt mai rezistente, permit micșorarea distanței între axe, funcționează uniform și cu zgomot redus.
Ca dezavantaje utilizarea danturii înclinate determină apariția forțelor axiale cu necesitatea preluării lor, iar în utilizarea angrenajelor permanente determină apariția reducerea randamentului, prin frecările suplimentare dintre roți și arbore, și lungimea cutiei, prin introducerea elementelor de cuplare. Unghiul de înclinare are valori cuprinse între 20…300, crescătoare de la prima spre ultima treaptă de viteză
La roțile dințate ale treptelor superioare, unde rapoartele de transmitere sunt reduse și roțile au dimensiuni apropiate, se folosește uneori corectarea danturii prin modificarea unghiului de angrenare de la 200 la 17030’ sau la 140.
Figura 3.7 Soluții de montare a roților libere
În construcția cutiei de viteze, roțile dințate pot fi montate dependente de rotația arborelui, sau independente (libere) de aceasta. S-a arătat că roțile dependente pot fi executate împreună cu arborele, sau se montează pe arbori prin îmbinări demontabile sau nedemontabile.
Roțile dințate libere, care prin rigidizare cu arborele secundar formează diferitele trepte de viteză, se montează fie rezemate direct pe arbore, fie rezemate prin lagăre de alunecare, sau lagăre de rostogolire (figura 3.7).
În figură 3.7. a. se prezintă soluția de montare a roții libere direct pe canelurile arborelui intermediar. Pentru diminuarea frecărilor, zona de rezemare a roții pe arbore este unsă forțat de uleiul centrifugal din canalele din arbore la rotirea arborelui.
În figură 3.7. b., roata liberă se montează pe arborele intermediar prin lagăr de alunecare. Între roata dințată și arbore se introduce o bucșă de bronz, care înlătură fiecare dintre piesele de oțel.
În figură 3.7. c. roata liberă se montează pe arbore prin intermediul unui rulment cu ace într-o soluție constructivă asemănătoare cazului precedent. Ungerea lagărului este făcută printr-un sistem de canale practicat în roți.
Deoarece roțile libere participă la realizarea treptelor de viteză prin solidarizarea lor cu arborele de susținere prin intermediul mecanismelor de cuplare, roțile libere sunt prevăzute cu danturi de cuplare. În vederea unei cuplări ușoare, danturile de cuplare se execută cu module mici, astfel că, la diametre de divizare reduse să se dispună de un număr cât mai mare de dinți.
Roțile dințate din cutiile de viteze se execută din oțel aliat, respectiv oțel aliat superior, la care se aplică diferite tratamente termice sau termochimice. Miezul dintelui trebuie să fie tenace, pentru a suporta sarcinile mari de șoc, și suficient de rezistent la încovoiere, iar suprafețele de contact să fie dure, spre a rezista la uzură.
Carterul cutiei de viteze
Carterul mecanismului reductor:
reunește elementele ansamblului cutiei de viteze și le menține în poziția de funcționare;
protejează organele interne de mediul exterior și conservă uleiul necesar ungerii și răcirii elementelor aflate în mișcare relativă;
permite fixarea ansamblului transmisiei pe carterul motorului în cazul grupului motopropulsor compact;
în cazul transmisiilor organizate după soluția totul față, înglobează mecanismele centrale ale punții motoare: transmisia principală și diferențialul.
Carterul cutiei de viteze trebuie să îndeplinească următoarele cerințe:
să fie rigid și ușor, etanș;
bine ventilat pentru a evita suprapresiunea internă la creșterea temperaturii în funcționare;
puțin mai zgomotos prin evitarea amplificării vibrațiilor provenite de la angrenaje și de motor;
să evacueze rapid căldura în timpul funcționării.
Concepția tehnologică a carterului cutiei de viteze
Concepția carterului cutiei de viteze se face ținând seama de:
satisfacerea rolului funcțional;
tipul de organizare a echipamentului motopropulsor și poziția cutiei (longitudinală, transversală);
seria de fabricație;
posibilitățile tehnologice;
derivatele opționale ale cutiei de bază (4×2 față, spate sau integrală).
Deși carterul satisface diferite cerințe de fabricare, el poate fi necorespunzător din punct de vedere al zgomotului în funcționare. Aceasta se datorează în general vibrațiilor emise de angrenaje, vibrații care pot fi amplificate prin efectul de “membrană” al unora dintre părțile laterale ale carterului. Diminuarea zgomotului se face printr-o nervurare corespunzătoare a pereților ansamblului.
În stare de proiect, carterul cutiei de viteze nu satisface decât rolurile principale enumerate. Tehnologia adoptată de constructor poate să-i confere în plus un raport de calitate/preț optim. Complexitatea, forma și aspectul pieselor variază în funcție de: materialele utilizate (aluminiu sau fontă) procedeul de turnare a semifabricatelor.
Alegerea materialului depinde atât de aspecte funcționale cum ar fi încărcare, zgomot, cât și de aspecte tehnologice ca producția zilnică, procedeul de turnare și tehnologia de uzinare disponibilă . De regulă, în construcția unui carter al cutiei de viteze, datorită dificultăților de obținere a calităților suprafețelor la uzinare cu aceeași viteză de așchiere și modificării diferențiate a formei și dimensiunilor la creșterea temperaturii, se utilizează un singur tip de material.
Carterele cutiilor de viteze ale autoturismelor și autoutilitarelor ușoare se toarnă din aliaje de aluminiu. Compoziția chimică depinde de procedeul de turnare. Astfel se utilizează aliajul:
– AS10U4 la turnarea sub presiune a pieselor de serie mare;
– AS9U4 la turnarea statică în cochilă metalică a pieselor de serie medie;
– AS5U3 la turnarea în formă de nisip a pieselor prototip și serie foarte mică.
Ventilația carterului
Frecările dintre elementele aflate în mișcare relativă sporesc temperatura internă, ceea ce determină dilatarea aerului și creșterea presiunii. La valori mari, creșterea presiunii poate deforma garniturile de etanșare, provocând pierderi de ulei. Temperatura poate urca până la 150°C și poate atinge chiar 170°C (la nivelul suprafețelor de frecare ale sincronizatoarelor).
Pentru a evita scurgerile de ulei, cutiile de viteze sunt echipate cu o supapă de aerisire, ce permite ieșirea sau intrarea aerului, dar oprește trecerea particulelor solide sau lichide. Amplasarea supapei se face în partea superioară a carterului, într-o zonă în care aceasta este protejată de stropii de ulei.
Etanșarea carterului cutiei de viteze
La asamblarea elementelor ce constituie cutia de viteze există două tipuri de etanșări:
etanșări între elementele statice (ce formează carterul cutiei de viteze);
etanșări între elementele cu mișcare relativă (arbori, axe și carter).
Tipul de etanșare între elementele statice depind de abaterile admise între componentele ansamblului. În cazul preciziei necesare mari (pentru semicartere) se utilizează o pastă de elastomer, ce formează un filtru etanș între microneregularitățile suprafețelor frezate aflate în contact. În cazul etanșării capace/carter se utilizează garnituri din:
hârtie (ex.: carter ambreiaj/carter cutie de viteze la DACIA 1310);
elastomer de formă toroidală (ex.: capac treapta a V-a/carter cutie de viteze la DACIA Nova);
mastic de etanșare în cazul unor capace din tablă ambutisată.
Când este necesară etanșarea arborilor de transmisie intrare și ieșire sau a axelor de comandă, se apelează la manșetele de etanșare cilindrice cu una sau cu două margini de etanșare. Materialele utilizate în construcția acestora sunt dependente de regimul termic maxim al ansamblului cutiei de viteze: nitril (90°C), poliacrilat (120°C) etc.
Construcția carterului cutiei de viteze
Carterul asamblat (figura 4.8) reprezintă o soluție specifică transmisiilor autoturismelor și autoutilitarelor ușoare organizate după soluția totul față, cu motorul amplasat longitudinal sau transversal.
Uzinarea este mai complexă decât cazul carterului monobloc, deoarece se are în vedere existența unor suprafețe suplimentare cum ar fi cele de asamblare și cele de centrare a elementelor componente.
Carterul asamblat poate fi obținut prin turnare sub presiune (conferă pieselor finite: precizie mare, rigiditate satisfăcătoarele și masă redusă) a elementelor componente.
Carterul asamblat al cutiilor de viteze longitudinale satisface toate soluțiile de organizare a transmisiei care sunt folosite când motorul este amplasat longitudinal: clasică, totul față sau integrală. Construcția este realizată din două semicartere ce conțin în planul de asamblare axele arborilor.
Figura 3.8 Carterul asamblat al cutiei de viteze
Carterul asamblat al cutiilor de viteze (figura 3.8) este constituit din două sau din trei elemente care au suprafețele de asamblare perpendiculare pe axele arborilor.Soluția cu două elemente este specifică cutiilor de viteze cu doi arbori și cinci trepte.
Elementele ansamblului sunt:
– carter ambreiaj și mecanismele centrale ale punții motoare;
– carter mecanism reductor cutie de viteze și capac treapta a V-a (doi arbori, cinci trepte).
Ungerea cutiei de viteze
Ungerea componentelor cutiei de viteze este necesară pentru diminuarea pierderilor de energie prin frecare și a uzurii componentelor cutiei de viteze și pentru evacuarea căldurii.
Modul în care se realizează ungerea în cutiile de viteze este dependent de poziția cutiei de viteze în raport cu motorul.
Ungerea mixtă, sub presiune-barbotare, se folosește în cazul cutiei de viteze montată sub motor, când ungerea este asigurată de uleiul motor și se efectuează mixt prin presiune și barbotare. Ungerea prin barbotare se folosește în cazul cutiei de viteze independentă de motor, situația majorității automobilelor, când nu dispune de o pompă de ulei.
Pentru asigurarea ungerii, roțile dințate ale arborelui (arborilor) inferior sunt parțial imersate în ulei, asigurând în acest fel ungerea danturii aflate în contact. Centrifugarea uleiului provoacă o pulverizare a acestuia asupra tuturor organelor interne și proiectarea unei cantități pe pereții carterului. Acest contact cu carterul contribuie în mare parte la răcirea uleiului.
În plus, centrifugarea antrenează o circulație de ulei din centru către periferia pinioanelor. Pentru a valorifica acest fenomen, un alezaj practicat în interiorul arborilor permite aspirarea uleiului prin centrul arborelui, realizând astfel ungerea alezajelor roților libere. Ungerea părților frontale ale pinioanelor libere se face frecvent prin practicarea unui canal circular excentric pe fața opusă mecanismului de cuplare, canal care asigură o circulație de ulei satisfăcătoare.
Nivelul uleiului în baia de ulei a cutiei de viteze este controlat frecvent prin poziționarea bușonului de umplere pe unul din pereții laterali la o înălțime precis determinată de constructor prin teste complexe. La partea inferioară a carcasei se găsește un bușon de golire, care este prevăzut de cele mai multe ori cu un magnet ce colectează particulele metalice.
Calculul cutiei de viteze
Utilizarea mathcad în calcularea cutie de viteze
Mathcad este un instrument software profesional, produs al firmei MathSoft, dedicat efectuării de calcule matematice cu aplicabilitate mai ales în tehnică.
Ceea ce evidențiază Mathcad-ul în mulțimea programelor de acest tip este deosebită să elasticitate în manipularea componentelor matematice (date și formule), elasticitate dublată de o excepțională accesibilitate în utilizare. Aceste calități situează Mathcad-ul la granița dintre limbajele de programare și programele de calcul tabelar.
Spre deosebire de alte programe de calcul, care impun introducerea ecuațiilor prin utilizarea unor simboluri convenționale specifice, Mathcad permite utilizarea sintaxei folosită în matematică.
Pentru exemplificare este prezentată o ecuație scrisă în sintaxa simbolică specifică programelor de calcul:
x = (- B + SQRT (B**2 – 4*A*C)) / (2*A) (1.1)
și în sintaxa utilizată de MATHCAD:
2 a b b 4 a c x 2 (1.2)
În Mathcad calculele pot efectuate atât simbolic cât și numeric, putând fi însoțite de texte sau de reprezentări grafice 2D sau 3D. Prin oferirea unui mediu de lucru integrat, conținând pe aceeași foaie de lucru ecuații, text și elemente grafice, Mathcad-ul face posibilă atât efectuarea de calcule complexe rapid și ușurință, cât și prezentarea rezultatelor într-o formă accesibilă.
Programul Mathcad este disponibil în trei variante:
– Mathcad Professional edition, conține toate facilitățile de calcul, reprezentând standardul industrial pentru matematici aplicate în domeniul tehnic, oferind rezultate de nivel profesional. Sunt accesibile și o serie de facilități referitoare la accesul simultan, în echipe de lucru. MATHCAD – proiectare interactivă și prelucrarea datelor experimentale 2
– Mathcad Professional Academic edition, este destinat mediului academic, dispunând în principiu de aceleași facilități și performanțe de calcul. Nu este accesibil lucrul simultan.
– Mathcad Standard edition, este destinat utilizării uzuale, în aplicații obișnuite, fiind astfel structurat încât să permită lucrul rapid și ușor atunci când calculatoarele științifice, și celelalte instrumente de calcul specifice nu sunt accesibile.
Dimensionarea angrenajelor cu roți dințate
Calculul cutiilor de viteze urmărește determinarea parametrilor acestora pentru obținerea, din faza de proiectare, a unor calități dinamice și economice optime pentru automobilul respectiv. Calculul cutiilor de viteze cuprinde dimensionarea și verificarea angrenajelor, dimensionarea și verificarea arborilor, calculul rulmenților, dispozitivelor de cuplare a treptelor și calculul elementelor mecanismului de acționare.
Etapele de calcul la dimensionarea angrenajelor presupune dimensionarea geometrico-cinematică, verificarea de rezistență și verificarea durabilității.
Dimensionarea geometrico-cinematică
Această etapă cuprinde determinarea numărului de dinți ai roților care compun angrenajele, predimensionarea modulului danturii, determinarea distanței între axe și a elementelor geometrice ale roților și angrenajelor.
În aceste condiții, pentru calculele de predimensionare se recomandă ca pentru modulul danturii roților dințate să se adopte valori similare ale tipurilor existente și care s-au dovedit corespunzătoare.
Momentul se determină funcție de momentul la arborele secundar Ms pentru treapta a Ia:
Ms = 547,2 .
Se adoptă conform STAS 821-82 modulul normal, mn = 2 [mm] (modulul în funcție de momentul motor și diametrul Pitch).
Determinarea distanței dintre axe și a numerelor de dinți ai roților dințate se face ținând seama de:
realizarea, pe cât posibil, a rapoartelor de transmitere determinate din condițiile de conlucrare motor-transmisie, având în vedere faptul că roțile dințate au un număr întreg de dinți;
obținerea dimensiunilor minime de gabarit prin alegerea, pentru roată cu cel mai mic diametru, a numărului minim de dinți.
Pentru roțile dințate ale cutiilor de viteze cu doi arbori, numărul de dinți ale roților de pe arborele primar sunt date de relația:
iar pentru cele ale arborelui secundar:
unde:
β unghiul de înclinare de divizare al angrenajului, β = (25°…45°); se adoptă β = 15°;
icvk este raportul de transmitere al treptei k de viteze;
aw reprezintă distanța dintre axele arborilor dată de formulă:
.
Valoarea distanței este standardizată și se adoptă valoarea aw = 140 [mm].
Număr dinți roți dințate arbore primar și secundar
Calculul rapoartelor reale de transmisie pe trepte:
Raport de angrenare real
Recalcularea unghiului de înclinare pe trepte:
Unghiul de înclinare β1 recalculat
Calculul modulului frontal pe trepte:
Modulul frontal pe trepte
Calculul diametrelor de divizare ale pinioanelor:
dw= z · mt
Diametrul de divizare al pinionului
Calculul diametrelor de divizare ale roților:
dw’ = z’ · mt
Diametrul de divizare al rotii
Valoarea înălțimii capului dintelui:
han= mt = 2,5 [mm]
Valoarea înălțimii jocului la fundul dintelui:
cn = 0,25 · mt = 0,5 [mm]
Diametrul de picior al pinioanelor:
df = d – 2·(han + cn)
Diametrul de picior al pinioanelor
Diametrul de picior al roților:
d’f = d’ – 2·(han + cn)
Diametrul de picior al roților
Diametrul de vârf al pinioanelor:
Da1’ = df1 + 2·(han + cn)
Diametrul de cap de referință pinion
Diametrul de vârf al roților:
d’a = d’ + 2·(han + cn)
Diametrul de cap de referință roata
În tabelul de mai jos sunt trecute toate valorile calculului angrenajelor celor cinci trepte ale cutiei de viteze.
Valori ale calculului angrenajelor cutiei de viteze
Calculul lățimii roților dințate se face în funcție de un coeficient de lățime a danturii, ψa, care pentru treapta de precizie 7-8 se determină cu:
Coeficientul de lățime a danturii
Lățimea roții de pe arborele secundar
b’ = aw · ψa
Lățimea roților de pe arborele secundar
Lățimea roții de pe arborele primar
b = b’ + 0,5· mn
Valorile lățimii roților sunt prezentate în tabelul de mai jos
Lățimea roților angrenajelor din cutia de viteze
Calculul forțelor din angrenajele cu roți dințate
Angrenajele cutiilor de viteze se verifică prin calcul la încovoierea dinților și la presiunea de contact, în condițiile solicitării sub acțiunea sarcinilor de regim și sarcinilor dinamice (sarcini de vârf).
Pentru calculul danturii există mai multe metode, dintre care cea mai frecvent folosită este metoda lui Lewis. Această metodă consideră că întregul moment se transmite prin intermediul unui dinte, considerat ca o grindă încastrată și că asupra dintelui acționează forța normală Fn după linia de angrenare N-N și este aplicată la vârful dintelui.
Forța nominală se distribuie pe fâșia de contact dintre dinții aflați în angrenare producând ca solicitare principală presiuni specifice de contact.
În funcție de momentul de torsiune Mt al arborelui, forța tangențială se determină cu relația:
Mt = Mm · icvk
unde:
Mm = 158,573 [N·m] reprezintă momentul motor maxim;
Mt reprezintă momentul de torsiune la arborele roții conducătoare a angrenajului;
d este diametrul de divizare al roții dințate.
Definirea forțelor din roțile dințate cilindrice cu dantură înclinată
Forța nominală se calculează cu formulă:
Componenta radială care solicită dintele la compresiune se calculează cu formulă:
Componenta axială, care nu determină solicitări asupra dintelui se calculează cu formulă:
Fa=Ft·tgβ1
Valorile momentului de torsiune și a forțelor care solicită dintele
Calculul arborilor și calculul recțiunilor
Arborii sunt solicitați la torsiune și la încovoiere sub acțiunea forțelor din organele susținute (roți dințate, elemente de cuplare) și organele de susținere (lagăre).
Metodologia de calcul al arborilor cutiilor de viteze cuprinde determinarea schemei de încărcare a arborilor, calculul reacțiunilor, calculul momentelor de torsiune și încovoiere, determinarea mărimii secțiunilor și verificarea la rigiditate.
Determinarea schemei de încărcare a arborilor și calculul reacțiunilor
Încărcările arborilor cutiilor de viteze sunt determinate de forțele din angrenarea roților dințate susținute de arbori și din lagărele de montare în carterul cutiei.
În figură 15 se prezintă schema de încărcare pentru arborii cutiei de viteze cu doi arbori, în cazul obținerii treptei k de viteză.
Figura 3.9 Schema de încărcare a arborilor din cutia de viteze
Ținând seama de faptul că asupra arborilor acționează forțe în planuri diferite, pentru ușurarea calculelor, aceste forțe se descompun în componente conținute în planul format de arborii mecanismului reductor și în componente perpendiculare pe acest plan.
Datorită faptului că la schimbarea treptelor de viteză se modifică atât forțele, cât și poziția roților active în raport cu reazemele, se schimbă și reacțiunile din lagăre, motiv pentru care se impune determinarea lor prin cuplarea fiecăreia din treptele cutiei de viteze.
Predimensionarea arborilor cutiei de viteză
Parametrii principali ai cutiei de viteze cu arbori ficși se stabilesc în funcție de distanța dintre arbori, aw, calculată la punctul 4.6 și stabilită definitiv după alegerea modulului și dimensiunilor roților dințate. Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu ajutorul relațiilor:
la arborele primar
diametrul exterior 27,753 [mm]; se adoptă dp = 27 [mm];
diametrul interior al arborelui primar în zona canelată unde se montează ambreiajul
22,825 [mm]; se adoptă dpi = 23 [mm];
lungimea între reazeme lp = dpe / (0,16…0,18) rezultă lp = (150…168,75) [mm]; se adoptă lp = 150 [mm];
la arborele secundar
ds = (0,3…0,45)·aw = (48…72) [mm]; se adoptă ds = 48 [mm];
lungimea între reazeme ls = ds / (0,18…0,21) rezultă lp = (228,57…266,67) [mm]; se adoptă lp = 229 [mm];
Arborii cutiilor de viteze sunt solicitați la încovoiere și torsiune. Pentru calculul efortului unitar pe fiecare treaptă a celor doi arbori este necesar determinarea modulului de rezistență la torsiune și încovoiere.
pentru arborele primar:
la torsiune Wt = 0,2 · dp3 = 3963.6 [mm3] = 3.963[cm3];
la încovoiere Wi = 0,1 · dp3 = 1968.3 [mm3] = 1.968 [cm3];
pentru arborele secundar:
la torsiune Wt = 0,2 · ds3 = 3963.6 [mm3] = 3.963 [cm3];
la încovoiere Wi = 0,1 · dp3 = 1968.3 [mm3] = 1.968 [cm3];
Calculul eforturilor unitare pe fiecare treaptă, tabelul 4.6, se determină cu relațiile:
la torsiune [daN/cm2];
la încovoiere [daN/cm2].
unde: Mt a fost calculat conform formulei și prezentat în tabel.
Eforturile unitare rezultante admise pentru arborii primari trebuie să fie cuprinse în intervalul (1000…2800) [daN/cm2], iar pentru arborii secundari în intervalul (1200…4000) [daN/cm2].
CAPITOLUL 4
Diagnosticarea sistemului de injecție pentru automobilul Dacia Logan 1.4Mpi
4.1.Combustibili folosiți la motoarele M.A.S.
Benzina, alături de motorină, constituie una din sursele principale de energie – sub formă lichidă – ce se folosesc în mod curent pentru însuflețirea motoarelor termice și aceasta datorită puterii sale calorice de 10.000 – 10.500 kcal/kg.
4.1.1 Benzinele comerciale pentru automobile
Sunt produse petroliere care distila între 30 – 205 0C, obținute prin amestecarea unor fracții petroliere de bază cu componenți și aditivi:
Fracțiile petroliere ce se amesteca pentru obținerea benzinei comerciale sunt:
hidrocarburi saturate aciclice (alcani sau parafine) – 40-80 %;
hidrocarburi saturate ciclice(cicloalcani sau naftene) -15-30 %;
hidrocarburi aromatice – 20-40 %;
hidrocarburi nesaturate – 35%;
compuși organici cu sulf, oxigen, azot;
aditivi pentru creșterea CO, stabilizare, eliminarea coroziunii, solventare, etc.
4.1.2 Proprietăți caracteristice benzinelor auto și aditivi pentru benzine
Funcționarea în condiții optime a motoarelor autovehiculelor alimentate cu benzine impune carburanților să posede o serie de proprietăți fizice și chimice caracteristice, care să asigure:
formarea amestecului omogen la dozaj optim;
transport, stocarea și curgerea normală a benzinei prin sistemul de alimentare;
eficienta economică a producției de carburanți.
Aditivii pentru benzine, sunt compuși chimici care îmbunătățesc calitățile și performanțele benzinelor auto și se folosesc în cantități reduse (de 3ppm, 3%). Ei trebuie să îndeplinească următoarele condiții:
¨ să ardă complet odată cu combustibilul
¨ să nu influențeze negativ alte proprietăți ale benzinei
¨ să aibă o bună solubilitate în benzină
¨ stabilitate termică
Unul din aditivii importanți este tetraetilul de plumb (ȚEP), folosit pentru creșterea CO, astfel:
Benzina de baza (fără ȚEP) este compusă din:
50% benzina de reformare catalitică
30% alchilat
20% izopentan
Conținutul de ȚEP pe plan mondial are o tendință continuă de scădere sub 0,15 g/kg, sau chiar de reducere totală benzina ecologică, pierderile de CO fiind compensate prin folosirea unei benzine de baza obtimuta prin altfel de procese și aditivare cu:
hidrocarburi aromatice
metanol
metiltertiarbutiletera (MTBE)
Din acești aditivi, în ultimul timp se mai folosesc doar hidrocarburile aromatice și MTBE-ul, metanolul (care a fost o vreme utilizat ca și combustibil, chiar) a fost scos din tehnologiile de fabricare a benzinelor ecologice, deoarece producea efecte de coroziune puternică asupra pieselor din aluminiu (pistoane, pompa de alimentare, etc) și chiar asupra supapelor.
De aici a plecat temerea utilizării benzinelor ecologice în motoarele obișnuite, motoare la care mecanicii au observat efectele negative produse de metanol, temere care se mai păstrează și astăzi, în mod fals deoarece benzinele actuale-ecologice, nu mai sunt aditivate cu metanol ci cu MTBE pentru sporirea CO, plecând de la o benzină de baza obținută prin procese de cracare termică sau catalitică, benzină ce are o CO de plecare de 96.
Rezultă deci că benzina ecologică (fără plumb) poate fi folosită fără restricții chiar și în motoarele normale, eventual cu reglarea judicioasă a avansului la aprindere (care trebuie să fie ceva mai mic pentru a nu apărea arderea detonantă – bătaia de avans) fiind semnalizate fenomene de "lenevire" a motorului, din cauza CO sensibil mai mici a acestei benzine.Avantajele folosirii benzinei ecologice sunt:
diminuarea depunerilor de calamina din motoare și pe această cale, micșorarea cheltuielilor de întreținere;
Reducerea sensibilă a poluării atmosferei prin diminuartea emisiilor de oxid de carbon, oxizi de azot, hidrocarburi nearse, sau drastică odată cu folosirea catalizatoarelor.
Cu desăvârșire este însă interzisă folosirea benzinei etilate (care conține Pb) în motoarele "injectate", benzină care ar duce la compromiterea catalizatorului.
4.1.3 Amestecul carburant și regimurile de funcționare
Orice motor are nevoie pentru a funcționa (pentru a putea desfășura în interiorul său ciclurile motor, bazate pe însușirea gazelor de a se dilata când sunt încălzite), amestec carburant aer+combustibil (comburant +carburant).
Compoziția amestecului depinde de "mărimea" și "nevoile" (sarcina și turația) motorului, însă pornește de la valoarea ideală, sau stoechiometrica : 14,6 Kg aer pentru 1L de combustibil. Acest tip de amestec (ideal), este căutat, dar foarte rar obținut, el având niște variante (cerute chiar de motor, de altfel), care corespund diverselor regimuri de funcționare, în scopul obținerii arderilor complete în cilindrii.
Se distinge astfel, pe lângă amestecul ideal:
amestec sărăcit acesta are 15 ,17 Kg de aer pentru 1L de combustibil
amestec sărac acesta conține peste 17Kg de aer pentru 1L de combustibil
amestec îmbogățit sub 15, până la 12Kg de aer pentru 1L de combustibil
amestec bogat sub 12 Kg de aer pentru 1L.
(5Kg aer /1L de combustibil reprezintă limita de ardere! )
Spuneam că fiecărui regim de funcționare îi corespunde un anumit tip de amestec, cerut chiar de motor , pentru a funcționa corespunzător. Cele cinci regimuri de funcționare ce se succed în funcționarea motoarelor sunt:
Regimul de pornire necesită un amestec bogat deoarece o parte din combustibil se condensează iar vaporizarea se face mai greu din cauza temperaturii scăzute a motorului.
De aceea la pornire trebuie ca amestecul carburant să fie de 10, 15 ori mai bogat decât amestecul ideal, aceasta îmbogățire a amestecului se face fie prin micșorarea cantității de aer ce pătrunde în motor, fie prin mărirea cantității de combustibil dozat și injectat la pornire în cilindrii, după cum motorul este M.A.S. clasic sau "injectat".
Regimul de mers în gol, ralenti necesită un amestec îmbogățit, care oferă garanția funcționarii stabile la acest regim, care este un regim de funcționare foarte "pretențios" pentru motoarele termice. Aceasta îmbogățire este posibilă la motoarele cu carburator obișnuite prin recunoașterea acestui regim de funcționare după depresiunea din fața clapetei de accelerație, depresiune ce se manifestă doar asupra orificiului circuitului de ralenti ce debușează sub clapeta de accelerație circuit ce asigură funcționarea motorului la acest regim.
În cazul motoarelor asistate electronic, recunoașterea regimului de funcționare cade în sarcina ECU care are înmagazinată în memoria sa niște "cartograme", practic un model tridimensional al motorului pe care îl asista și care respecta curba necesarului de combustibil în funcție de "starea" concretă în care se afla motorul.
În cazul nostru pentru regimul de ralenti, recunoașterea se face după poziția clapetei de accelerație, care acum se afla "sprijinită" pe tija motorașului de poziționare închizând contactul ce semnalizează ECU faptul că motorul se află la ralenti.
Regimul sarcinilor parțiale adică a sarcinilor cuprinse între 20 și 80% din încărcarea motorului, solicita un amestec sărăcit, asigurând astfel un consum redus și o funcționare economică. Firește însă că întreaga plajă a sarcinii așa numite "parțială" care este destul de mare va fi recunoscută și compensată după poziția pe care o ocupa clapeta de accelerație, poziție semnalată prin intermediul potențiometrului, ECU, după cartogramele de care făceam vorbire făcând compensarea în mod corespunzător "cu cât, cu atât" adică crește cu creșterea sarcinii.!
Regimul sarcinilor mari necesită amestec îmbogățit, care să facă posibilă mărirea puterii atunci când motorul o reclamă, prin intermediul unui îmbogățitor comandat prin depresiune la M.A.S. clasic, sau prin poziția specifică, a potențiometrului, la M.A.S injectat precum și prin indicațiile oferite de traductorul (senzorul) de turație.
Atenție, acest regim nu este recomandat a fi menținut timp îndelungat, motoarele nepreparate special nerezistând prea mult la acest regim de funcționare, din cauza suprasarcinilor la nivelul mecanismelor motorului!
Regimul de trecere necesar la variația rapidă, trecerea bruscă de la un regim inferior la un altul mai mare, constă în suplimentarea cantităților de combustibil debitate pe perioade foarte scurte și cu cantități mici care să facă posibilă trecerea. Acest regim este comandat și el pe cale mecanica sau electronic, după cum sistemul beneficiază sau nu, de asistența unei unități centrale!
4.2 Sistemul de alimentare cu injecție de benzină "Bosch Mono Motronic" MA 1,7
Acest sistem de injecție de benzină, dezvoltat de tehnicienii firmei germane Bosch, se alătura sistemelor multipunct și monopunct, Mono Jetronic, L Jetronic și K Jetronic pentru a alimenta motoarele M.A.S cu benzina atât de necesară funcționării benzina, pe care o dozează în funcție de "sarcina" și "turația" la care se află motorul.
Dozarea este făcută foarte precis de către ECU, unitatea centrală electronică, în funcție de informațiile primite de la senzorii ce asistă sistemul, modificând "timpul de injecție" mărimea cea mai importantă într-un astfel de sistem.
Prezentarea generală a sistemului
1 rezervor;
2 pompa;
3 filtru;
4 regulator presiune;
5 injector;
6 senzot Taer;
7 ECU;
8 motoraș poziționare clapeta la ralenti;
9 potențiometru;
10 supapa purjare canistra
Fig. 4.1 – Sistem mono motronic carbon;
11canistra carbon activ;
12 sonda l ;
13 sonda Tmotor;
14 cablaje;
15 baterie;
16 contact;
17 relee protecție;
18 priza de diagnosticare;
4.1.2 Principiul de funcționare al sistemului de alimentare cu injecție de benzină
Principiul de funcționare al injecției de benzină este relativ simplu: carburantul, sub presiune constantă, este trecut printr-un ajutaj, obturabil (cu o supapă acționată electromagnetic, numită injector), astfel încât volumul de carburant (la ieșirea din ajutaj) este direct proporțional cu presiunea benzinei, cu geometria ajutajului și cu timpul cât supapa este deschisă.
Cantitatea de bezina ce intră în curentul de aer, ce evoluează spre cilindrii motorului, trebuie să fie corespunzătoare regimului de funcționare al motorului, adică "nevoii" sale de moment. Aceasta "nevoie", de un anumit tip de amestec, ce trebuie administrat motorului, este comunicată unității centrale de senzorii Taer, Tmotor, potențiometrul clapetei (pentru recunoașterea sarcinii), motoraș ralenti (pentru recunoașterea ralenti-ului), senzor turație, sonda lambda (pentru recunoașterea compoziției amestecului și autocorecție) și se petrece în două trepte, bucle, deschisă și închisă.
Unitatea centrală "asistă" motorul după datele înmagazinate în "cartograma" de funcționare specifică fiecărui motor în parte; (despre cartograma de funcționare vom vorbi mai târziu, la funcționarea sistemului).
Pentru a putea înțelege funcționarea unui astfel de sistem ce asigură depoluarea motorului , este necesar un minimum de "teorie":
se știe că l = 1 exprima o ardere completă (ideală) a amestecului carburant.
l este coeficientul de exces de aer dat de raportul l real/l teoretic și arata cât aer intră în motor, față de cât ar trebui – astfel cunoscându-se tipul de amestec carburant.
Așadar pentru un motor alimentat cu carburator se constată că, atunci când l = 1,
1-1,2, (evident în parametri de fabrică) se obține cel mai mic consum specific posibil de carburant și cele mai reduse emisii de hidrocarburi nearse și de oxid de carbon (HC + CO), concomitent însă cu un maximum de emisiuni de oxid de azot (NOx). Această complementaritate a emisiilor poluante (HC, CO și NOx) face, stringent, apel la soluții din chimie, specialiștii constatând că, dacă emisiile poluante se afla într-un anumit raport molecular, acestea pot fi neutralizate prin câteva reacții chimice (de oxidare și de reducere), astfel: 2CO + O2 ->• 2 CO2 (este o reacție de oxidare între două molecule de oxid de carbon și una de oxigen prin care se obțin două molecule de bioxid de carbon — element care nu este ,,agresiv"); • 2 NO + 2 CO – N2 + 2 CO2 (reacție de reducere a câte două molecule de monoxid de azot și monoxid de carbon prin care se obține o moleculă de azot gazos și două molecule de bioxid de carbon — ambele ,,nenocive").
Raportul molecular se obține atunci când:
factorul X= 1
reacțiile au loc la temperaturi mai mari de 250°C
în prezența unor catalizatori.
Cel mai modern dispozitiv în care se desfășoară reacțiile chimice de mai sus este convertizorul catalitic cu trei căi (căile se referă la cele trei categorii de emisii poluante: oxid de azot, hidrocarburi și monoxid de carbon) denumit, în termeni familiari, ,,tobă catalitică" sau catalizator.
Acesta este alcătuit din două corpuri ceramice străbătute (în sensul de curgere a gazelor) de câteva mii de canale acoperite, pe toată suprafața, cu un strat subțire de platină (pentru reacțiile de oxidare) și de rhodiu (pentru reacția de reducere). Corpurile ceramice sunt asamblate într-o carcasă de oțel inoxidabil, prevăzută cu elementele de fixare și de racordare la tubulatura de evacuare. Acest tip de convertizor are capacitatea maximă de conversie la temperaturi cuprinse între 400 și 800 0C, iar procesul de conversie începe după atingerea temperaturii de 250 0C.
Așa că, imediat după pornirea motorului, există o perioadă în care sistemul nu depoluează, fapt pentru care constructorii de automobile iau măsuri de amplasare a convertizorului cât mai aproape de galeria de evacuare, iar turația de mers în gol este menținută ceva mai ridicată decât la motoarele standard (cca. 1000 rot/min.). Tubulatura de legătură între convertizor și galeria de evacuare este executată din oțel inoxidabil, pentru a rezista proceselor de coroziune generate de temperaturile înalte și a nu colmata fizic și chimic catalizatorul cu particule de rugină.
Pe tubulatura de legătură între galeria de evacuare și convertizorul catalitic există un alt element specific motoarelor depoluate: sonda lambda sau sonda de oxigen. În cazul de față este important să reținem următorul fenomen:
sonda lambda, în condiții de temperatură înaltă (300°C-600 0C), măsoară conținutul de oxigen liber în gazele de evacuare, generând o tensiune de 800-1000 mV atunci când l < 1 și cca 100 mV, când l .> 1.
Este dispozitivul ideal de control al calității amestecului carburant și, deoarece electrozii sunt din platină, trebuie să se evite utilizarea benzinei etilate.
Fig. 4.2 – Identificare Sonda Lambda
4.2.2 Funcționare sistemului Mono Motronic
Cu bagajul de cunoștințe acumulat până acum, să analizăm procesul de dozare și funcționarea altor accesorii care contribuie la el, respectivul proces.
Puterea instantanee a unui motor este dictată de masa de amestec aer-carburant introdusă în camera de ardere. Dacă masa de carburant o putem controla cu suficientă precizie (cu ajutorul injectorului electromagnetic), masa de aer aspirată în motor trebuie măsurată, cu aceeași precizie, pentru a obține un raport precis de 1 kg de benzină la 14,7 kg de aer.
Fig. 4.3 – Clapeta de accelerație
Masa de aer aspirată este dozată la "cererea" conducătorului automobilului (prin intermediul pedalei de accelerație) de un dispozitiv similar cu cel de la baza unui carburator inversat: un ajutaj cilindric, care poate fi obturat, gradual, cu ajutorul unei clapete fluture denumită tot clapeta de accelerație. Axul clapetei de accelerație acționează, în tandem cu aceasta, un potențiometru (un dispozitiv electronic care scoate, la bornele de ieșire, o tensiune proporțională cu tensiunea la bornele de intrare și cu unghiul de răsucire al axului de reglaj), care determină o valoare electrică în funcție de unghiul de deschidere al clapetei. Tot în imediata apropiere a clapetei de accelerație, în amonte, se afla dispus un senzor care determină o valoare electrică în funcție de temperatura aerului aspirat de motor. Pentru a determina masa de aer aspirată de un motor (cu capacitate cilindrică și geometria galeriilor de admisie cunoscute) mai sunt necesari doi senzori: traductorul de turație și traductorul de presiune absolută a aerului atmosferic sau în galeria de admisie.
Datele provenite de la cei patru senzori sunt preluate de calculatorul digital din unitatea electronică de comandă (ECU) și introduse într-un model electric al motorului și tubulaturii de admisie, numit în limbajul de specialitate cartogramă. O astfel de cartogramă este un fel de diagramă tridimensională (alcătuită atunci când se face punerea la punct a motorului pe stând), diagramă în care găsim, la intersecția între dreapta determinată de turație și dreapta determinată de unghiul clapetei de accelerație, masa de aer aspirată la temperatura de 27°C și la presiunea absolută de 1 bar (valorile numerice diferă de la constructor la constructor).
Asupra valorii găsite în cartogramă se efectuează corecții, în funcție de temperatură și de presiunea reale ale aerului aspirat.
Valoarea finală este folosită pentru determinarea (pe o altă cartogramă) timpului cât valva injectorului electromagnetic trebuie să stea deschisă, astfel încât masa de carburant injectată să fie de: 1:14,7 din masa de aer aspirat. În acest moment calculatorul a determinat regimul de baza sau regimul „în bucla deschisă".
1 siguranțe fuzibile și relee de protecție
2 captator de presiune
3 ralenti regim
4 captator (regulator) de presiune
5 sonda temperatura motor
6 contactor pedala de frână
7 injector
8 captator poziție vilebrequin
9 debitmetru de aer masic
10 senzor poziție pedala de accelerație
11 sonde temperatura aer
12 bobina inducție
13 calculator
21 senzori ABS, ATC, etc (nu țin de funcționarea sistemelor de alimentare și aprindere).
Notă: facem precizarea că în motor se găsesc însumate în cartograma generală modelul motorului o serie întreagă de cartograme grafice, care sunt consultate în permanență de ECU pentru verificarea și corelarea parametrilor funcționali (cilindree, cursa, diagrama de distribuție, avans producere scânteie, sarcina, turație, regim de funcționare-amestec carburant, temperatura motor, temperatura aer, etc), cartograme care constituie un fel de "bibliotecă" și care ajuta la buna funcționare a motorului.
Deoarece densitatea benzinei este fluctuantă și temperatura la nivelul atomizorului este, practic, imposibil de determinat cu precizie, factorul l =1 este greu de respectat în buclă deschisă. Dacă regimul motorului este relativ stabil (modificări lente de turație și sarcină), calculatorul începe să folosească informațiile provenite de la sonda lambda, trecând în regimul „în buclă închisă" și efectuând corecțiile necesare pentru că factorul l , să fie riguros egal cu 1. Calculatorul ia decizia să treacă, din nou, în bucla deschisă, atunci când variația tensiunii provenite de la potențiometrul clapetei de accelerație este rapidă sau când informația de la sonda lambda este incertă.
Pentru un motor depoluat este foarte important ca turația de mers în gol să fie cât mai uniformă și suficient de ridicată pentru că inerția pieselor în mișcare să împiedice „sincopele", atunci când apar sarcinile variabile (consumatori electrici, instalația de climatizare).
Deoarece cantitatea de aer necesară mersului în gol este foarte mică și pentru menținerea turației constante sunt necesare variații ale deschiderii clapetei de accelerație practic nesesizate de senzorul de unghi, au fost concepute niște dispozitive care creează o extensie a zonei de turații joase, un fel de "lupa" electromagnetică.
Reglarea mersului în gol la injecția monopunct Bosch Mono Motronic se realizează prin reglarea fină a limitatorului de închidere a clapetei de accelerație. Operația se realizează de motorașe electrice (pas cu pas), prin intermediul unor demultiplicatoare. Motorașul dispozitivului de mers în gol este acționat de unitatea electronică de control (ECU) și, pentru luarea deciziilor, afară de informația de la senzorul de turație, o pondere foarte mare, o are și informația de la senzorul de temperatura a motorului.
Putem să spunem în acest moment că am trecut în revista elementele semnificative care contribuie la depolurea gazelor de eșapament. Pentru că un automobil să se poată încadra în normele Euro 2 trebuie limitate și depoluate, inclusiv emisiile vaporative.
Presupunând că toate componentele care au tangență cu benzina sunt perfect etanșe rămâne totuși rezervorul de carburant care trebuie să "respire". Într-adevăr în rezervorul de carburant al unui automobil cu motor cu injecție se acumulează o mare cantitate de vapori de benzină, datorită faptului că benzina este folosită la răcirea motorului pompei de benzină, a bobinajului injectorului și este recirculată rapid (practic în 40 de minute benzina dintr-un rezervor de 45 de litri este recirculată în întregime) deoarece capacul (bușonul) rezervorului de benzină închide etanș gura de alimentare, sarcina aerisirii rezervorului de carburant este preluată de două dispozitive: canistra carbon (pe românește – bidonul cu cărbune) și electrovalvă de purjare.
Canistra carbon este o cutie prevăzută cu două ștuțuri, unul în legătură cu partea superioară a rezervorului de carburant și altul în legătură cu electrovalvă de purjare, un orificiu prin care aerul atmosferic poate pătrunde în cutie și un sistem de supape. În cutie se mai afla un filtru cu cărbune activ și un sistem de captare a benzinei rezultate din condensarea raporilor.
Electrovalva de purjare este dispusă între canistra carbon și un orificiu la nivelul clapetei de accelerație, fiind acționată de unitatea electronică de control.
În timpul funcționării motorului la turații mai ridicate decât turația de mers în gol, electrovalva de purjare este deschisă, vacuumul la nivelul clapetei de accelerație absorbind vaporii de benzină din rezervor și din captatorul de condens, prin intermediul supapelor din canistra carbon.
În situația în care presiunea vaporilor în rezervor atinge valori mari și electrovalva de purjare nu se deschide (mers îndelung în gol sau la turații scăzute), o supapă permite ca presiunea să se descarce în atmosferă prin filtrul cu cărbune activ.
Porii din granulele de cărbune activ vor absorbi vaporii de benzină, în atmosferă eliberându-se numai aer curat urmând ca, la prima deschidere a electrovalvei de purjare, motorul să consume și vaporii de benzină acumulați în filtrul de cărbune activ.
După oprirea motorului, temperatura în rezervorul de benzină începe să scadă și vaporii să se condenseze, astfel că în rezervor apare o presiune negativă (vacuum), compensata de pătrunderea aerului atmosferic prin sistemul de supape al canistrei carbon.
4.2.3 Construcția sistemului de injecție Bosch Mono Motronic
Fig. 4.4 – Sistem de injecție Bosch Mono Motronic
Dispozitivul, care înglobează supapa electromagnetică, ajutajul calibrat și pulverizatorul cu elemente de definire a formei jetului atomizate este denumit, generic, injector electromagnetic și se găsește montat în unitatea centrală de injecție:
1. Tur benzina;
2. Retur benzina;
3. Regulator de presiune;
4. Injector electromagnetic;
5. Flanșa acționare clapeta de accelerație;
6. Clapeta de accelerație;
7. Potențiometru;
8. Priza canistra carbon activ.
Din cele descrise până acum, rezultă necesitatea existenței a trei accesorii obligatorii oricărui sistem de injecție de benzină: pompa electrică de benzină, filtrul micronic de carburant și regulatorul de presiune.
¨ Pompa electrică de benzină (de tip centrifugal sau volumetric), imersată în rezervorul de carburant (sau neimersată), are rolul de a asigura debite și presiuni superioare celor necesare procesului de injecție (tipic, 75 1/h la presiunea relativă de 1DaN/cm2).
¨ Filtrul micronic de benzină este dispus, în general, sub habitaclu, pe circuitul dintre pompa de benzină și infrastructura mecanismului de injecție, având rolul de a opri particulele mecanice din benzina să ajungă la supapa injectorului, împiedicând-o să se închidă etanș.
¨ Regulatorul de presiune este dispus chiar pe capacul unității centrale de injecție, capac numit și partea hidraulică a unității centrale
Pompa electrică de benzină este un dispozitiv capsulat, motorul acesteia fiind răcit și lubrefiat de benzină refulată de elementul de pompare. Este total contraindicată demontarea pompei, deoarece o intervenție neprofesională poate transforma o componentă sigură în sursa de incendiu. (1 prima treaptă a pompei cu turbină; 2 corp; 3 a doua treaptă cu roți dințate; 4 conducta de refulare).
Fig. 4.5 – Pompă de benzină
2. Filtrul micronic trebuie schimbat (fără ezitare) la intervalele prescrise în cartea tehnică. Constituie o greșeală, care poate fi fatală injectorului și regulatorului de presiune, executarea de ,,by-pass" peste filtru sau montarea inversă a acestuia, mai ales după un timp de funcționare.
3. Regulatorul de presiune este de tip inversat, în sensul că presiunea este menținută constantă prin refularea surplusului de debit în circuitui de retur.
Se prezintă sub forma unui element reglabil, o supapă, care permite reglarea precisă a presiunii benzinei la nivelul injectorului, tipic la (1 bar), în funcție de tensiunea din
resort. Există în practica unor mecanici tentația de a majora această presiune, cu sau fără acordul clienților lor, atunci când aceștia se plâng de calitățile dinamice ale automobilului.
Fig .4.6 – Unitate de injecție
IV. Defecțiuni în exploatare; diagnosticare
În funcționarea sistemelor de alimentare asistate "Bosch Mono Motronic" implementate, nu au fost semnalate defecțiuni în exploatare specifice elementelor sistemului, regulator presiune, injector, motoraș clapeta, ECU, ci cel mult la nivelul pompei de alimentare (și de multe ori cauza a constituit-o benzina cu amestec de apă sau impurități), siguranțe sau mai rar releele de protecție, precum și senzorii de temperatură aer sau temperatura motor.
Sistemul se caracterizează printr-o înaltă fiabilitate, nefiind necesare lucrări speciale de întreținere, decât cele normale care se execută în cadrul reviziilor tehnice la 1000, 5000, 10.000, 15.000 care și acestea s-au limitat doar la "măsurarea" componentelor, nefiind necesare intervenții, șoferii autoturismelor "injectate" fiind în general mulțumiți de "prestația" acestora.
Chiar și în condițiile unei fiabilități mari în funcționare, pentru un mecanic, este important să cunoască eventualele defecțiuni ce ar putea să apară în exploatare, defecțiuni ce pot fi identificate cu ajutorul "scaner"-ului specific măsurării diagnosticării/verificării acestor sisteme (care se conectează la sistem prin priza special prevăzută pentru acest lucru), precum și cu aparate de măsură volt-ampermetru, ohmetru, osciloscop, lampa stroboscop cu ajutorul cărora se măsoară fiecare componenta în parte, verificând semnalele și mărimile curenților ce le străbat.
Cea mai ușoară metoda de diagnosticare ar fi aceea obiectivă, a folosirii scaner-ului, scaner care, odată conectat verifică toate componentele, acolo unde se evidențiază o malfuncționare sau o defecțiune afișând un cod de defect specific componentei defecte. Este făcută corespondența cod-componenta, diagnosticarea fiind terminată, urmând a se schimba piesa ce nu funcționează. Diagnosticarea este foarte ușor de făcut, chiar și de un mecanic fără o prea înaltă pregătire sau experiență, trebuind cunoscut doar modul de lucru cu scula respectivă.
Dar, căci există și acest dar, scaner-ul folosit în cadrul diagnosticărilor obiective este foarte scump (în unele cazuri peste 100 milioane) și pentru o unitate service mică sau pentru un mecanic autorizat particular, nu este eficient economic să îl posede. Așa încât, iată, uneori este nevoie să apelăm la metoda subiectivă de diagnosticare, care ține însă de pregătirea și experiența mecanicului, metodă care are în vedere "recunoașterea" defecțiunilor după manifestarea lor și identificarea componentei defecte prin măsurare directă cu volt ampermetrul, ohmetru, osciloscop, stroboscop. Firește însă că metoda presupune o foarte bună cunoaștere a funcționării motorului și mai ales a sistemului de alimentare asistat despre care facem vorbire, precum și a funcționării aparatelor electrice de măsură folosite – pentru interpretarea corectă a rezultatelor.
În cele ce urmează vom enumera defecțiunile ce pot apărea eventual în funcționarea motorului, defecțiuni specifice sistemului Motronic, precum și recunoșterea / identificarea acestora împreună cu cauzele posibile.
Verificarea componentelor sistemului
Verificarea tensiunii la bornele bateriei: se face cu un voltmetru și se verifică dacă tensiunea debitată de bateria de acumulatori are valoarea cuprinsă în intervalul 12-14 V.
Verificarea debitului minim de benzină (65l/h) – se face introducând în circuitul de alimentare cu benzină a unității centrale a unui T, capătul furtunului fiind introdus într-un vas gradat. Se alimentează pompa de alimentare (fie direct de la releul de protecție al acesteia, fie prin punerea contactului cu cheie) 30 de secunde și se colectează benzina în vas. Cantitatea ar trebui să fie = 540 ml.
În caz contrar, cantitatea este mai mică, dar în condițiile unei tensiuni bune la baterie, poate fi incriminat regulatorul de presiune, aceasta fiind și o modalitate de verificare a regulatorului sau pompa este defectă.
Modificarea târârii resortului regulatorului, în scopul măririi presiunii de injecție, este o operație total interzisă, deoarece sistemul poate fi scos din plajă de compensare electronică, ducând la pierderea (parțială sau totală) a capacității de depoluare a convertizorului catalitic.
Verificarea presiunii benzinei în unitatea centrală: se montează pe racordul T, un manometru de presiune (pe circuitul de tur), se acționează pompa electrică de benzină și se verifică valoarea presiunii la care se deschide regulatorul de presiune.
Verificarea funcționării injectorului se poate face cu ajutorul unei lămpi stroboscop, cu ajutorul căreia se vizualizează jetul la ieșirea din atomizor în timpul funcționării motorului, metodă care arata dacă jetul nu are discontinuități sau dacă supapa injectorului se închide corect pe scaunul ei, însă metoda nu este foarte sigură. Pentru o mai multă siguranță trebuie folosit un osciloscop care se montează în circuit în paralel intre pinul 35 de alimentare și masă, ai conectorului injectorului în timpul funcționarii motorului.
Semnalul pe care îl înregistrează osciloscopul trebuie să fie de forma următoare și arata timpul de injecție: (între 2 și 8 ms).
Verificarea funcționării potențiometrului – potențiometrul poate fi verificat cu ajutorul unui ohmetru (urmărind dacă circuitul are continuitate sau eventuale întreruperi, astfel: se conectează bornele ohmetrului la pinii (1 și 2, respectiv 1 și 4) potențiometrului (cu mufa scoasă și motorul oprit) și se rotește flanșa de acționare a potențiometrului cu mâna, ușor, de la un capăt la celălalt, urmărind rezistența arătată pe display-ul ohmetrului aceasta trebuie să se modifice progresiv, fără salturi (acolo unde este circuitul întrerupt rezistența este infinită).
O altă verificare a potențiometrului se poate face și cu osciloscopul conectând bornele sale la pinii amintiți – cu contactul motor pus (cu mufa cuplată) și urmărind indicațiile (semnalul) pe ecranul osciloscop-ului, semnal care trebuie să arate ca o succesiune de linii drepte, fără întreruperi:
Verificarea poziției clapetei de accelerație (reglajul de bază al clapetei) se face conform schemelor de mai jos, astfel:
se pune contactul motor;
alimentăm motorașul cu U = 5-6,5 V, pentru a-l aduce la capăt de cursă;
măsuram la bornele potențiometrului tensiunea UV și tensiunea U1;
poziționăm pe grafic punctul de coordonate (UV, U1); dacă reglajul este bun, punctul se va afla în zona hașurată.
Fig.4.7.- Verificarea funcționarii senzorului Tmotor
Se conectează un ohmetru la bornele conectorului senzorului temperatură motor și se verifică rezistența acestuia în funcție de temperatură, urmărind dacă este respectat graficul alăturat (la temperatura de regim de funcționare, rezistența senzorului – de tip NTC, trebuie să fie de 3-400 ohmi).
Verificarea senzorului turație motor
Volantul are o danturare cu 60 de dinți echidistanți, doi lipsind. Acest spațiu servește la recunoașterea de către senzorul turație a poziției de referință a arborelui motor, tot acum începând ciclul de calcul pentru tI și pentru curbele de avans.
Pentru a verifica funcționarea senzorului se folosește un osciloscop care se conectează la pinii 1 și 2 ai acestuia verificând semnalul generat de senzor.
Semnalul trebuie să fie de formă:
(USS =2,5V)
Dacă senzorul de turație nu funcționează motorul nu poate să pornească.
CONCLUZII
Sistemul de injecție de benzină adoptat de Uzinele Dacia este un sistem de alimentare performant ce permite "depoluarea"motorului clasic cu care este echipată "bătrână" Dacia. Sistemul, tip last în line, first în time – adică ultimul ca realizare în domeniu, protejează motorul de suprasarcini și îi avantajează pe "începători", care nu mai trebuie să-și facă nici o grijă.
Pentru mecanici însă, poate fi un "coșmar" în măsura în care nu respectă normele stabilite de constructor pentru întreținerile și repararea acestuia și aplică în continuare tehnologia lui -merge și așa.
Am încercat să prezint în această lucrare cele mai importante operații de verificare ce se execută în cadrul operațiilor de întreținere pentru acest sistem (reparațiile făcându-se prin simplă schimbare a componentelor), operații ce se pot executa și fără ajutorul "scanner"-ului : sculă foarte scumpă și pe care s-ar putea să nu o puteți amortiza niciodată.
BIBLIOGRAFIE
[1] Scarpete D. – Motoare cu ardere internă, note de curs, Galați, 2014
[2] Burciu M. – Dinamica AR, Îndrumar de proiectare, Galați, 2012.
[3] Frațilă Gh., Untaru M. – Calculul și construcția autovehiculelor,1982
[4] Tabacu I. – Transmisii mecanice pentru autoturisme ,1999
[5] Scarpete D. – Dinamica automobilului,Note de curs, Galați, 2011
[6] Burciu M. – Dinamica automobiluluilucrari de laborator,Galați, 2012
[7] Agape I – Dinamica AR., Note curs,Univ Tehnica Iași, 2010
[8] Campian V., Vulpe V., Ciolan Gh., Enache V., Preda I., Campian O. – Automobile,
Universitatea din Brașov,1989
[9] Ciolan Ghe.,Predă I., Peres Gh. – Cutii de viteze pentru automobile,Ed didactică și
Pedagogică,București, 1989.
[10] Macarie T., Cristea D., Marinescu D., Filip N. – Transmisii continue și acționări
pentru autovehicule, Universitatea din Pitești,1995
[11] Untaru,M,Campian,Ionescu,
[12] Urdaneanu T, Vasiliu C, Gorianu M, Canta T – Propulsia și circulația autovehiculelor cu roți, Ed.Științifică și Enciclopedică,București, 1987.
ANEXE
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Program de studii de licență [304138] (ID: 304138)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.