Proiect Licenta Modificat Cap 3 [307560]

UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCUREȘTI

FACULTATEA DE TRANSPORTURI

CUPRINS

CAPITOLUL 1. ORGANIZAREA GENERALĂ A AUTOTURISMULUI 4

1.1. Publicul țintă și destinația autoturismului 4

1.2. Modele similare 5

1.3. [anonimizat] 8

1.3.1. Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali ai autoturismului 8

1.3.2. Predeterminarea principalilor parametrii masici 13

1.3.3. Tendințe 15

1.4. Prezentarea principalelor sisteme care echipează autoturismul 18

1.5. Predimensionarea postului de conducere 19

1.6. Predeterminarea maselor subansamblurilor autoturismului 20

1.7. Alegerea pneurilor 20

1.8. Analiza modelelor similare din punct de vedere al coeficientului aerodinamic 21

CAPITOLUL 2. [anonimizat] 24

2.1. Grupul piston 24

2.1.1. Pistonul 24

2.1.2. Bolțul 27

2.1.3. Segmenții 27

2.2. Sistemul de alimentare 28

CAPITOLUL 3. PROIECTAREA GENERALĂ A ANSAMBLULUI 31

3.1. Proiectarea generală a ansamblului din tema de proiect 31

3.1.1. Determinarea coeficientului de rezistență la rulare al pneurilor 31

3.1.2. Determinarea ariei secțiunii transversale maxime a autoturismului 32

3.1.3. Determinarea puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare. 33

3.2. Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului din condiția de atingere a vitezei maxime la deplasarea autocamionului în palier 34

3.3. Calculul termic al motorului 40

3.4. Calculul procesului de ardere 41

3.4.1. Calculul procesului de admisie 41

3.4.2. Calculul procesului de comprimare 43

3.4.3. Compoziția gazelor de ardere 43

3.4.4. Calculul procesului de destindere 48

3.5. Determinarea mărimilor caracteristice ale ciclului real și cel de referință 49

3.6. Bilanțul energetic al motorului termic 53

3.7. Calculul dinamic 53

3.7.1. Calculul dimensiunilor principale ale mecanismului motor 53

3.7.1. Determinarea momentelor și forțelor din mecanismului motor 55

3.7.2. Pistonul 56

3.7.3. Segmenții 60

3.7.4. Bolțul 63

3.7.5. Biela 67

CAPITOLUL 1. ORGANIZAREA GENERALĂ A [anonimizat], [anonimizat] 5 locuri și viteza maximă de 175 km/h.

Acesta este un autoturism cu aprindere prin scânteie care prezintă avantajul unui preț de achiziție și al unui cost de întreținere relativ scăzut. Este un autoturism care prezintă dimensiuni și mase reduse. Este ușor de utilizat atât în oraș cât și în afara orașului.

[anonimizat], [anonimizat], [anonimizat].

Datorită dimensiunilor autoturismului și a [anonimizat].

[anonimizat] o importanță sporită ținutei de drum și de cei care mizează pe siguranță și confort.

Autoturismele cu 5 [anonimizat].

Reviziile tehnice se stabilesc de către producător în funcție de tipul autoturismului. Acestea se efectuează în ateliere specializate sau la reprezentanțele producătorului.

[anonimizat]enți, bolț se analizează modelele similare.

Caracteristicile impuse prin temă sunt:

Motor cu aprindere prin scânteie

Viteza maximă de 175 km/h

5 locuri

În tabelul 1.1 sunt prezentați parametri energetici ai modelelor similare.

Tabelul 1.1

În tabelul 1.2 sunt prezentați parametrii dimensionali și masici ai modelelor similare.

Tabelul 1.2

La – lungimea totală la – lățimea totală Ha – înălțimea totală

L – ampatamentul E1- ecartament față E2 – ecartament spate

Hs – garda la sol C1- consola față C2 – consola spate

m0 – masa proprie mun – masa utilă nominală ma – masa maximă admisibilă

În tabelul 1.3 sunt prezentați parametrii dimensionali ai sistemului de frânare, parametrii energetici și prețul modelelor similare.

Tabelul 1.3

Studiul organizării generale și al formei constructive pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate

Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali ai autoturismului

Pentru determinarea principalilor parametrii dimensionali ai autoturismului, parametrii analizați la studiul modelelor similare de autoturisme alese se utilizează metoda histogramelor, metodă care are la bază studiul cu ajutorul interpretării grafice.

Evidențierea distribuțiilor valorilor parametrilor în funcție de numărul de modele similare alese se realizează cu ajutorul histogramelor.

(1.1)

(1.2)

Lmin = 3710 mm;

Lmax = 4070 mm.

Fig. 1. Distribuția lungimii totale a modelelor similare

Pentru a avea un confort îmbunătățit se alege o valoare a lungimii totale mai ridicată.

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a lungimii totale de 3975 [mm].

(1.3)

(1.4)

lmin = 1665 mm;

lmax = 1750 mm;

Fig. 2. Distribuția lățimii totale a modelelor similare

Se alege o valoare redusă a lățimii pentru ca autoturismul sa aibă o manevrabilitate îmbunătățită.

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a lățimii totale de 1740 [mm].

(1.5)

(1.6)

Hmin = 1445 mm;

Hmax = 1540 mm.

Fig. 3. Distribuția înălțimii totale a modelelor similare

Se alege o valoare mai redusă a înălțimii pentru a îmbunătății aerodinamicitatea autoturismului. Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a înălțimii totale de 1480 [mm].

(1.7)

(1.8)

Lmin = 2430 mm;

Lmax = 2595 mm.

Fig. 4. Distribuția ampatamentelor modelelor similare

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a ampatamentului de 2540 [mm].

A fost aleasă o valoare ridicată a ampatamentului pentru a conferii un confort sporit tuturor pasagerilor.

(1.9)

(1.10)

E1min = 1430 mm;

E1max = 1520 mm.

Fig. 5. Distribuția ecartamentului față al modelelor similare

Din figura 5 se observă că majoritatea autoturismelor au ecartamentul față cuprins în intervalul [1468-1487].

Se va alege o valoare medie a ecartamentului pentru a avea o mobilitate bună.

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a ecartamentului față de 1475[mm].

(1.11)

(1.12)

E1 min = 1415 mm;

E1 max = 1530 mm.

Fig. 6. Distribuția ecartamentului spate al modelelor similare

Se va alege o valoare medie a ecartamentului pentru a avea o mobilitate bună dar și o stabilitate relativ bună.

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a ecartamentului spate de 1470[mm].

(1.13)

(1.14)

Hs min = 110 mm;

Hs max = 165 mm

Fig. 7. Distribuția gărzii la sol

Pentru a îmbunătății aerodinamicitatea se alege o valoare a gărzii la sol mai redusă.

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a gărzii la sol de 110 [mm].

(1.15)

(1.16)

C1 min = 754 mm;

C1 max = 919 mm

Fig. 8. Distribuția consolei față

Din figura 8 se observă că majoritatea autoturismelor au consola față cuprinsă în intervalul [750-784].

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a consolei față de 780 [mm].

Pentru determinarea dimensiunii consolei spate se utilizează relația:

C2 = La-L-C1 (1.17)

C1 – consolă față [mm];

La – lungimea totală a autoturismului [mm];

L – ampatament [mm];

C2 – consolă spate [mm].

C2 = 3975 – 2540 – 780 = 655 [mm].

Predeterminarea principalilor parametrii masici

(1.18)

(1.19)

ma min = 1155 kg;

ma max = 1675 kg.

Fig. 9. Distribuția masei totale

Din figura 9 se observă că majoritatea autoturismelor au masa totală cuprinsă în intervalul [1467-1571].

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare mai ridicată a masei totale de 1545 [kg] pentru a avea un spațiu util mai mare.

(1.20)

(1.21)

m0 min = 820 kg;

m0 max = 1170 kg.

Fig. 10. Distribuția masei proprii pentru modelele alese

Se alege o valoare medie a masei proprii.

Pentru autoturismul al cărui grup piston, segmenți și bolț vor fi proiectate se alege o valoare a masei proprii de 975 [kg].

Masa utilă se va calcula cu relația: mun=ma-m0 (1.22)

unde: m0 – masa proprie

mun – masa utilă nominală

ma – masa maximă admisibilă.

mun = ma – m0 = 1545 – 975 = 570 kg.

Tendințe

Fig.13. Distribuția lățimii în funcție de ampatament

Din graficul prezentat în figura 13 se observă că lățimea totală crește odată cu ampatamentul autoturismului.

Fig. 14. Distribuția lungimii totale în funcție de ampatament.

Fig. 15. Distribuția înălțimii în funcție de ampatament

Din acest grafic se observă o variație mare a valorilor înălțimii în funcție de valoarea ampatamentului.

Fig. 16. Distribuția masei proprii în funcție de ampatament

Se observă o creștere proporțională între valorile masei proprii și valorile ampatamentului.

Fig. 17. Distribuția masei totale în funcție de ampatament

Din graficul prezentat în figura 17 se observă că masa totală crește odată cu creșterea ampatamentului.

Centralizarea principalilor parametri dimensionali și masici.

Tabelul. 1.4

Prezentarea principalelor sisteme care echipează autoturismul

Soluția de organizare generală este “totul față”.

Soluția de organizare „totul față” prezintă următoarele avantaje:

legături simple și scurte între organele de comandă și grupul motor-transmisie

pericolul de incendiu este redus, deoarece rezervorul de combustibil se montează în general în consola din spate a automobilului

Motorul va avea 3 cilindri dispuși în linie, 4 supape pentru fiecare cilindru, injecție multipunct. Acesta va fi dispus transversal în compartimentul motor. Un avantaj al motorului cu 3 cilindri este acela că echilibrarea este mai bună decât la unul cu 4 cilindri.

Schimbătorul de viteze are 5 trepte pentru mersul înainte și una pentru mersul înapoi.

Ambreiajul este mecanic, cu arc diafragma și cu diametru de 225 mm.

Autoturismul este echipat cu un sistem de frânare cu discuri de frână pentru puntea față și tamburi pentru puntea spate.

Puntea față este de tip McPherson cu arcuri elicoidale și amortizoare.

Puntea spate este semi-independentă cu arcuri elicoidale, bară de torsiune și amortizoare.

Predimensionarea postului de conducere

Predeterminarea dimensiunilor spațiului util trebuie sa aibă în vedere ergonomia spațiului. Aceste condiții se referă la dimensionarea cat mai corectă a spațiului util, astfel încât pasagerii, dar mai ales conducătorul auto sa aibă acces ușor la toate comenzile autovehiculului.

Stabilirea dimensiunilor postului de conducere pentru autoturisme se folosesc normele din SR ISO 3958:2000.

Fig. 16. Manechin bidimensional

A= 444 mm;

B= 456 mm.

Unde:

lungimea gambelor;

lungimea coapselor.

Tabelul. 1.6

Fig. 17. Dimensiuni și valori alese

Predeterminarea maselor subansamblurilor autoturismului

Tabelul. 1.7

Alegerea pneurilor

Pentru alegerea pneurilor se consideră încărcarea pe puntea din față de 55 % din masa maxima autorizată iar pe puntea din spate de 45 % din masa maximă autorizată pe automobile.

Masa totală = 1630 kg.

Încărcare punte față:

Încărcarea unei roți a punții față este de:

Încărcare punte față:

Încărcarea unei roți a punții față este de:

Cod anvelopă: 185/60R15 84 H

Principalele caracteristici ale pneului ales:

Indicele de viteză H corespunde unei viteze maxime de 210 km/h;

Indicele de sarcină corespunde unei încărcări de 500 kg;

Lățimea secțiunii pneului: Bu = 185mm;

Diametrul exterior, De = 15*25.4 + 60*25.4/100 = 396.2 mm;

Raza libera: r0 = De/2 = 198.1 mm;

Raza de rulare: rr = λ*r0, unde λ = 0.930….0.935 pentru pneuri de joasă presiune.

rr = 0.932*198.1 = 184.8 mm.

Analiza modelelor similare din punct de vedere al coeficientului aerodinamic

Bibliografie capitol 1

www.cars-data.com

www.automobile-catalog.com

www.auto-data.net

www.carfolio.com

www.Renault.ro

www.Peugeot.ro

www.Hyundai.ro

www.Seat.com

www.Ford.ro

www.Skoda.ro

www.Citroen.ro

www.Suzuki.ro

www.Opel.ro

www.Volkswgen.ro

www.Mitsubishi.com

www.Dacia.ro

www.Honda.ro

www.Kia.ro

www.Nissan.ro

www.msn.com

CAPITOLUL 2. STUDIUL TEHNICO-ECONOMIC AL SOLUȚIILOR POSIBILE PENTRU ANSAMBLUL DE PROIECTAT

Un avantaj al motorului cu 3 cilindri față de cel cu 4 cilindrii este acela că acesta poate fi echilibrat mai bine.

Avantajele motoarelor cu trei pistoane în linie sunt reprezentate de către turații mari pe care le poate atinge. Au o greutate mai mică în comparație cu motoarele cu patru cilindrii și sunt alcătuite din mai puține piese aflate în mișcare.

2.1. Grupul piston

Este format dintr-un ansamblu de 3 organe:

Piston;

Bolț;

Segmenți.

2.1.1. Pistonul

Evoluția fluidului în chiulasă este asigurată de către piston, care îndeplinește și următoarele funcții:

Transmite forța de presiune a gazelor bielei;

Transmite reacțiunea normală produsă de bielă, cilindrului;

Etanșare a cilindrului;

Evacuare a căldurii.

Materialul din care este fabricat pistonul trebuie să îndeplinească mai multe cerințe: funcționare normală, durabilitate, fabricare.

Pentru fabricarea pistonului sunt folosite aliaje de aluminiu sau fier.

Fig 2.1. Piston

Câteva soluții constructive pentru capul pistonului la MAS sunt prezentate în figurile următoare.

Figura 2.2. Piston cu cap plat [5]

În figura 2.2. este prezentată varianta cu cap plat, care este cea mai avantajoasă din punctul de vedere al simplității construcției.

Figura 2.3. Piston cu capul sub formă concavă [5]

În figura 2.3. este prezentat pistonul cu capul sub formă concavă, care are dezavantajul că în camera de ardere se acumulează ulei, care prin ardere formează produși care se depun pe suprafețele pieselor și produc perturbații în funcționarea motorului.

Figura 2.4. Piston cu capul bombat [5]

În figura 2.4 este prezentat pistonul cu capul bombat. Acesta are avantajul că transformă solicitarea capului într-una de compresiune, dar se mărește suprafața de contact cu gazele fierbinți din cilindru.

Figura 2.5. Piston cu cap profilat [5]

În figura 2.5. este prezentat un piston cu cap profilat. Aceasta soluție este adoptată la motoarele cu injecție directă, deoarece se scurtează timpul în care trebuie să se formeze amestecul aer – combustibil și este necesară intensificare mișcării în cilindru.

Soluții constructive ale mantalei pistonului sunt prezentate în figura 2.6.

Figura 2.6. Piston cu manta elastică [6]

În figura 2.6. este prezentată soluția de manta elastică.

La rece, mantaua se montează cu joc mic, iar la cald, tăietura preia dilatările termice. Se utilizează tăieturi în formă de T sau Π, prevăzute la capete cu un orificiu care elimină concentratorii de tensiuni.

Umerii pistonului

Figura 2.7. Soluții constructive ale mantalei [5]

În figura 2.7. sunt prezentate câteva soluții constructive ale umerilor mantalei pistonului.

Umerii mantalei trebuie să aibă o bună rigiditate pentru a prevenii deformațiile.

2.1.2. Bolțul

Realizează legătura dintre piston și bielă și transmite forța de presiune de la piston la bielă. Acesta este solicitat mecanic de către forța de presiune a gazelor și a forțelor de inerție a masei pistonului.

Bolțul are o formă impusă de următorii factori: masă, rigiditate, fabricație.

O soluție tehnologică simplă este cel cu secțiune tubulară, așa cum este prezentat în figura 2.8. a). Pentru a mării rigiditatea bolțului, acesta este realizat sub forma unui solid de egală rezistență așa cum este prezentat în figura 2.8 c).

Pentru a oferii o rigiditate suplimentară, bolțul este obținut prin prelucrare cilindrica interioară, figura 2.8. b) și 2.8. d).

Figura 2.8. Forme constructive de bolț. [3]

Bolțul este realizat din bare laminate iar materialul trebuie să fie tenace pentru a rezista la solicitarea prin șoc.

2.1.3. Segmenții

Cea mai importantă funcție a segmenților este aceea de etanșare.

Segmenții se împart în:

Segmentul de compresie asigură etanșeitatea dintre piston și cilindru.

Segmentul de ungere răzuiește uleiul aflat în exces pe cilindru.

Segmenții de ungere pot fi din tablă de oțel.

Materialul utilizat la fabricarea segmenților trebuie să dețină următoarele proprietăți:

Calități bune de alunecare;

Rezistență la coroziune;

Duritate ridicată;

Rezistență mecanică;

Modul de elasticitate superior la temperaturi relativ ridicate;

Adaptabilitate rapidă la forma cilindrului.

Materialul utilizat pentru confecționarea segmenților este fonta.

Figura 2.9. Segmenți [2]

2.2. Sistemul de alimentare

Sistemul de alimentare pentru motorul cu aprindere prin scânteie este de două tipuri:

Carburator;

Injecție.

Sistemul de alimentare cu injecție realizează un dozaj optim din punct de vedere al emisiilor poluante.

Clasificarea sistemului de alimentare cu injecție:

Injecție directă;

Injecție indirectă.

Injecție directă

Injecția se realizează direct în camera de ardere, așa cum este prezentată în figura 2.10.

Figura 2.10. Injecție directă [1]

Acest tip de injecție necesită presiuni de 40-130 bar.

Avantaje ale injecției directe:

Lipsa picăturilor de combustibil în galeria de admisie

Permite funcționarea cu amestecuri sărace în camera de ardere

Injecție indirectă

Figura 2.11. Injecție indirectă [4]

Pentru autoturismul al cărui grup piston, bolț, segmenți se vor proiecta se alege un sistem de injecție directă deoarece permite concentrarea cantității de combustibil în zona bujiei pentru a obține un amestec apropiat de cel stoichiometric.

Bibliografie capitol 2

https://www.google.ro/search?q=sistem+de+alimentare+cu+injectie+directa+mas&espv=2&biw=1366&bih=667&tbm=isch&source=lnms&sa=X&ved=0ahUKEwj3h4DWsZ_MAhXmLcAKHW74A4AQ_AUICCgD&dpr=1#imgrc=Z64PPp1ECu3-OM%3A

http://www.rasfoiesc.com/inginerie/tehnica-mecanica/Mecanismul-motor27.php

https://www.google.ro/search?q=boltul&biw=1366&bih=667&espv=2&source=lnms&tbm=isch&sa=X&ved=0ahUKEwjajaKctp_MAhUJ7RQKHVpOArYQ_AUIBigB&dpr=1#imgrc=Uas44nrhh1WV_M%3A

Injectia directa de benzina

http://www.creeaza.com/tehnologie/tehnica-mecanica/Constructia-pistonului228.php

http://www.scrigroup.com/tehnologie/tehnica-mecanica/PISTONUL-ANALIZA-FUNCTIONALA-P12157.php

CAPITOLUL 3. PROIECTAREA GENERALĂ A ANSAMBLULUI

3.1. Proiectarea generală a ansamblului din tema de proiect

Determinarea coeficientului de rezistență la rulare al pneurilor

În figura 3.1. este prezentată variația coeficientului de rezistență la rulare în funcție de viteză.

Figura 3.1. Variația coeficientului de rezistență la rulare în funcție de viteză. [Agenda Bosch]

Tabelul 3.1.

Figura 3.2. Curba variației coeficientului de rezistență la rulare în funcție de viteză.

Valorile coeficientului de rezistență la rulare pentru vitezele 160,175 km/h au fost determinate folosind polinomul:

f = 3E-07V2 – 4E-06V + 0,0088. (3.1)

Determinarea ariei secțiunii transversale maxime a autoturismului

Aria frontală a automobilului a cărui grup piston, segmenți, bolț se vor proiecta va fi determinată prin metoda planeității, folosind programul Autocad.

Figura 3.3. Aria frontală a automobilului

A = 2,17 m2

Determinarea puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare.

Prul = (f*Ga*cosαp*V)/360 (3.2)

Pa = (k*A*Vx2*V)/4680 (3.3)

Figura 3.4. Determinarea puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare

Cx = 0.29

Se observă că în intervalul (0,29…….0,302) se află un număr mare de modele similar.

k = 0.06125*Cx

k = 0.01776.

k – coeficient aerodinamic.

Vx = V+ Vv*cosαv

Unde:

V – viteza autovehiculului;

Vv – viteza vântului;

αv – viteza de insuflare.

αv = 0

Vv = 0.

Ga = 1599 (daN)

Rezistențele la rulare și puterile de învingere a rezistențelor este prezentată în tabelul 3.2.

Tabelul 3.2.

Fig 3.5. Variația puterilor de învingere a rezistențelor

Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului din condiția de atingere a vitezei maxime la deplasarea autocamionului în palier

Prin tema de proiect, viteza maximă impusă la deplasarea autoturismului în treapta de viteză cea mai rapidă, în palier, este Vmax = 175 km/h.

Calculul se efectuează pentru un drum orizontal, αp = 0.

Bilanțul de putere la roțile motoare este:

Pr = ηt*P = Prul+Pp+Pa+Pd (3.4)

Pentru V=Vmax, rezultă că , și deci Pd=0

Relația (3.4) devine:

ηt*PVmax = [f(Vmax)*Ga*cosαp*Vmax+Ga*sinαp*Vmax+] (3.5)

Puterea motorului corespunzătoare vitezei maxime se determină din relația (3.6), PVmax:

PVmax = [f(Vmax)*Ga*cosαp0+Ga*sinαp0+] (3.6)

PVmax = 175[0,0172*1516,6*1+90,8]/(360*0,92)= 61,7 ~ 62 kW

Valoarea puterii corespunzătoare vitezei maxime este apropiată de cea a următoarelor modele similare:

Ford Fiesta: 59 kW;

Citroen C3: 60 kW;

Opel Corsa: 66 kW;

Hyundai i20: 61 kW;

Kia Rio: 62 kW;

Peugeot 208: 60 kW.

Modelarea caracteristicii la sarcină totală a motorului se face prin relația analitică:

(3.7)

sau, sub o formă simplificată:

P=Pmax*fp( ) (3.8)

PVmax=Pmax*fp() (3.9)

Funcția fp definește caracteristica la sarcină totală raportată și depinde de tipul și particularitățile constructive ale motorului. În funcție de tipul motorului impus prin temă se adoptă valorile pentru coeficientul de adaptabilitate al motorului ca, respectiv pentru coeficientul de elasticitate al motorului ce.

ca = (3.10)

ce = (3.11)

Valorile coeficienților de adaptabilitate și elasticitate ai motorului sunt prezentate în tabelul 3.3.

Tabelul 3.3.

Figura 3.6. Distribuția coeficientului de adaptabilitate

Se alege o valoare a coeficientului de adaptabilitate de 1,15.

Figura 3.7. Distribuția coeficientului de elasticitate.

Se alege o valoare a coeficientului de elasticitate de 0,65.

α= (3.12)

α= 0,633

β= (3.13)

β= 1,592

γ= (3.14)

γ= 1,224

α’= (3.15)

α’= 0,367

β’= (3.16)

β’= 2,265

γ’= (3.17)

γ’= 1,633

Pentru valoarea raportului ζ= din recomandările pentru MAS, ζ=1,05……..1,25.a

Se calculează f (ζ):

f (ζ)= α’* ζ+ β’* ζ2- γ’* ζ3 (3.18)

f (ζ)= 0,99

Pe= (3.19)

Pe= [kW]

Pentru turația de putere maximă se alege o valoare de la modelele similare a căror putere maximă este similară cu cea calculată anterior.

Ford Fiesta: 59 kW la 6300 rpm;

Citroen C3: 60 kW la 5750 rpm;

Opel Corsa: 66 kW la 6000 rpm;

Hyundai i20: 61 kW la 6000 rpm;

Kia Rio: 62 kW la 6000 rpm;

Peugeot 208: 60 kW la 5750 rpm.

Se consideră np= 6000 rpm.

Determinarea intervalului de variație al turațiilor motorului (nmin, nmax) este:

nmin= 0,2* np= 1200 rpm.

Pentru MAS nmax~(1,10……..1,25)*np .

nmax= 1,10* np= 6600 rpm.

Următoarea relație este utilizată pentru modelarea curbei momentului motor:

M=955,5* (3.20)

nmed=

Turația de moment este:

nm=ce*np (3.21)

nm= 0,65*6000= 3900rpm.

Modelele similare care prezintă turația de cuplu maxim apropiată cu cea a automobilului a cărui grup piston, segmenți bolț se vor proiecta sunt următoarele:

Ford Fiesta- 4100 rpm;

Opel Corsa- 3700 rpm;

Hyundai i20- 4000 rpm;

Kia Rio- 4000 rpm;

Mitsubishi Space Star- 4000 rpm;

Skoda Fabia- 4300 rpm;

Volkswagen Polo- 4300 rpm;

Seat Ibiza- 4300 rpm.

Tabelul 3.4

Modelarea curbelor din figura 3.8. s-a realizat pornind de la datele din tabelul 3.4 utilizând următoarele formule:

Pe=Pemax* pentru n ≤ nmed (3.22)

și Pe=Pemax* pentru n > nmed (3.23)

unde α, β, γ respectiv α’, β’, γ’ sunt coeficienții de formă adimensionali.

Figura 3.8. ……………………….

Calculul termic al motorului

Tabelul 3.6

Calculul procesului de ardere

Calculul procesului de admisie

Figura 3.9. Distribuția raportului de comprimare

Se alege o valoare a raportului de comprimare ε = 10,5.

ka= 1,34, unde ka pentru MAS este cuprins în intervalul (1,33………1,35), iar ka reprezintă exponentul adiabatic al fluidului proaspăt.

T0= 298 [K]

Unde T0 reprezintă temperatura atmosferică.

p0= 0,1 [MPa]

Unde p0 reprezintă presiunea atmosferică.

i= 3

Unde i reprezintă numărul de cilindri

p0= 0,1 [MPa]

Unde p0 reprezintă presiunea atmosferică

ηv= 0,85

Unde pentru MAS coeficientul de umplere ηv= (0,75………..0,85)

Tg= 1000 [K]

Unde Tg reprezintă temperatura gazelor de evacuare

T’0= T0+ 𝚫t (3.35)

Unde:

T’0- reprezintă temperatura aerului care a intrat în motor;

𝚫t- pentru MAS este cuprins în intervalul (10……..45 K)

Rezultă:

T’0= 298+25 = 323[K]

pg= 1,09*p0, unde pg= (1,03…………1.1)*p0, iar pg reprezintă presiunea gazelor de evacuare

Rezultă:

pg= 1,09*0,1= 0,109 MPa

(3.36)

MPa

Unde pa reprezintă presiunea de admisie

(3.37)

(3.38)

Unde Ta, reprezintă temperatura la sfârșitul admisiei.

K

Calculul procesului de comprimare

mc= (1,32…1,39), unde mc este exponentul de comprimare politropic

Se adoptă: mc= 1,34

, unde pc reprezintă presiunea la sfârșitul comprimării (3.39)

MPa

La MAS pc este cuprinsă în intervalul (0,9………2,5) MPa

(3.40)

K

La MAS Tc este cuprinsă în intervalul (600………800) K

Compoziția gazelor de ardere

1 [kg] combustibil= c [kg] carbon+ h [kg] hidrogen+ o [kg] oxigen

Compoziția benzinei:

c= 0,854 [85,4 %]

h= 0,142 [14,2 %]

o= 0,004 [0,4 %]

La arderea unui kilogram de combustibil rezultă:

Cantitatea teoretică de aer

kmol/kg (3.41)

Lt= 0,507 kmol/kg

Cantitatea reală de aer

Se alege o valoare a coeficientului de exces de aer pentru a obține un amestec bogat, astfel încât să se obțină o putere mai mare.

λ= 0,95

(3.42)

L= 0,482 [kmol/kg]

Cantitățile de gaze de ardere

kmol/kg (3.43)

NCO= 0,010 kmol/kg

kmol/kg (3.44)

kmol/kg

(3.45)

kmol/kg (3.46)

kmol/kg (3.47)

(3.48)

Cantitatea totală de gaze de ardere

(3.49)

Nf = 0,522 kmol/kg

Calcularea participațiilor molare ale componentelor gazelor

(3.50)

(3.51)

(3.52)

(3.53)

Coeficientul chimic (teoretic) de variație molară

(3.54)

Unde 114 este masa moleculară aparentă a benzinei.

kmol/kg

(3.55)

(3.56)

Trebuie ca relația (3.56) să satisfacă inegalitatea:

1<μ< μc (3.57)

1<1,063<1,065.

Pentru calcularea energiilor interne ale gazelor arse și ale aerului se utilizează valorile corespunzătoare ale temperaturilor, constanta gazelor perfecte și coeficientul de utilizare al temperaturii.

RM= 8,315

ζZ= 0,85

Unde ζZ reprezintă coeficientul de utilizare a căldurii și are valori cuprinse în intervalul (0,8………0,95).

Se aleg două valori ale temperaturii TZ, 700 K și 800K și se face o interpolare, pentru a afla valorile energiilor interne specifice produselor de ardere la temperatura TC = 753,1 K.

Căldura degajată de arderea combustibilului este notată cu Hi = 43529 .

T1 = 700 K; ;

T2 = 800 K; ;

(3.58)

T1 = 700 K; ;

T2 = 800 K; ;

(3.59)

T1 = 700 K; ;

T2 = 800 K; ;

(3.60)

T1 = 700 K; ;

T2 = 800 K; ;

(3.61)

T1 = 700 K; ;

T2 = 800 K; ;

(3.62)

(3.63)

(3.64)

Unde Q reprezintă cantitatea de căldură degajată prin arderea unei unități din cantitatea de combustibil corespunzătoare arderii incomplete Qinc.

Unde Hi este puterea calorifică inferioară a benzinei și are valoarea de 43529 .

(3.65)

Unde Uz este energia internă molară a gazelor arse.

T1 = 2700 K

T2 = 2800 K

Uz1= 0,01*() (3.66)

Uz1= 0,01*() = 78116

Uz2= 0,01*() (3.67)

Uz2= 0,01*() = 81508

(3.68)

(3.69)

Unde λp reprezintă gradul de creștere al presiunii.

(3.70)

(3.71)

Unde reprezintă gradul de destindere prealabilă.

Calculul procesului de destindere

Exponentul politropic md are valorile cuprinse în intervalul (1,25……..1,35).

Se alege o valoare a lui md = 1,27.

(3.72)

Unde pd reprezintă presiunea corespunzătoare sfârșitului destinderii.

are valori cuprinse în intervalul (0,3…………..0,6).

(3.73)

Td este cuprins în intervalul (1200……….1700) K.

Determinarea mărimilor caracteristice ale ciclului real și cel de referință

Aleg următoarele valori:

, unde

, unde și se numește coeficient de planimetrare al diagramei.

(3.74)

(3.75)

are valori cuprinse în intervalul (0,75…….1,55)

(3.76)

Figura 3.10. Diagrama p-V

Randamentul mecanismului motor ηm are valori cuprinse în intervalul (0,85…………0,95).

Aleg o valoare a randamentul mecanismului .

(3.77)

Unde pe este cuprins în intervalul (0,75……..1,55) MPa.

Randamentul efectiv:

(3.78)

Randamentul efectiv are valori cuprinse în intervalul (0,25………0,34).

Cilindreea totală a motorului este:

(3.79)

Cilindreea unitară este:

(3.80)

Figura 3.11. Determinarea lui ψ conform distribuției modelelor similare

Se alege o valoare a lui

Diametrul cilindrului este:

(3.81)

Cursa pistonului este:

(3.82)

Viteza pistonului este:

(3.83)

Tabelul 3.7

Figura 3.12. Distribuția vitezei pistonului

Calculul dinamic

Se alege mecanismul de tip axat care este cel mai simplu și la care seria Fourier a forțelor de inerție a maselor cu mișcare de translație aferente echipajului mobil al unui cilindru, nu conține armonicele de ordin impar, p>1 (p = 3, 5, 7, ……..).

3.7.1. Calculul dimensiunilor principale ale mecanismului motor

Mecanismele cu biele lungi Λ ≤ conduc la o reducere a valorii maxime a forței normale N, care se aplică pistonului portant pe cilindru, motiv pentru care utilizează în general la m.a.c.

Se recomandă ca Λ să fie între și .

Se alege

(3.84)

(3.85)

Stabilirea maselor pieselor mecanismului motor în mișcare

Se alege o valoare a densității aparente a pistonului , unde densitatea aparentă este cuprinsă în intervalul .

Masa pistonului se calculează cu formula de mai jos:

(3.86)

Masa grupului piston se determină conform relației de mai jos:

(3.87)

Se alege și rezultă:

Masa bielei se determină cunoscând masa raportată a acesteia:

Se alege o valoare a masei raportate:

(3.88)

Masa pieselor în mișcare de translație se determină cu formula de mai jos:

(3.89)

Pentru verificare se calculează masa în mișcare raportată mtrrap conform relației:

(3.90)

, unde este cuprins în intervalul (0,1……………..0,2)

Determinarea momentelor și forțelor din mecanismului motor

Pentru determinarea forțelor si momentelor care acționează asupra mecanismului motor se vor utiliza formulele de mai jos:

(3.91)

Unde Pcil este presiunea în cilindru.

Deplasarea pistonului se determină cu formula:

(3.92)

Volumul total al cilindrului se determină cu formula de mai jos:

(3.93)

Unde volumul camerei de ardere, Vc, se determină cu formula de mai jos:

(3.94)

(3.95)

Unde reprezintă volumul la un anumit unghi.

Forța în lungul cilindrului este prezentată mai jos:

N (3.96)

Unde Fitr este forța de inerție a maselor în mișcare de translație și este:

N (3.97)

Unde :

(3.98)

și reprezintă accelerația pistonului.

N (3.99)

Unde reprezintă forța de presiune a gazelor de ardere.

Forța în lungul bielei este:

N (3.100)

Deplasarea bielei este determinată cu următoarea formulă:

(3.101)

Forța în lungul manivelei este calculată cu următoarea formulă:

N (3.102)

Forța normală este calculată cu formula de mai jos:

N (3.103)

Forța tangențială este calculată cu formula de mai jos:

N (3.104)

Nm (3.105)

Unde M este momentul motor.

(3.106)

(3.107)

(3.108)

(3.109)

[0 RAC]

(3.110)

(3.111)

(3.112)

Tabelul 3.8

Figura 3.13

Figura 3.14

Figura 3.15

Figura3.16

Pistonul

Pistonul va fi realizat din materialul ATC SI12CuMgNi.

Calculul dimensiunilor caracteristice ale pistonului

Figura 3.13. Dimensiunile caracteristice ale pistonului

D= 78 mm

L= D*1 (0,8……….1,1)*D (3.113)

L= 78 mm

Hc/D= (0,5……….0,7)= 0,6 → Hc= 0,6*D (3.114)

Hc= 46,8 ≈ 47 mm

Lm/D= (0,5……………0,8)= 0,72→ Lm= 0,72*D (3.115)

Lm= 56,4 mm

ᵟ/D= (0,08……………0,1)= 0,09→ ᵟ= 0,09*D (3.116)

ᵟ= 7,02 ≈ 7 mm

H1/D= (0,06………………..0,12)= 0,09→ H1= 0,09*D (3.117)

H1= 7,02 ≈ 7 mm

H2/D= (0,035………….0,045)= 0,04→ H2= 0,04*D (3.118)

H2= 3,12 ≈ 4 mm

H= (1,2…………2,5) mm→ H= 2,2 mm

B/D= (0,3………………0,4)= 0,35→ B= 0,35*D (3.119)

B= 27,3 ≈ 28 mm

ᵟs/D= (0,05………….0,08)= 0,065→ ᵟs= 0,065*D (3.120)

ᵟs= 5,07 ≈ 5 mm

ᵟm/D= (0,02………….0,04)= 0,03→ ᵟm= 0,065*D (3.121)

ᵟm= 2,34 ≈ 3 mm

d= 22 mm

du= (1,3……..1,6)*d (3.122)

du= 1,5*d= 33 mm

Calculul pistonului

(11…………..12)*10-6 – coeficient de dilatare al cilindrului

(21…………..22)*10-6 – coeficient de dilatare piston

Tcil= 390 K (385……………395) K

(0,002……..0,004)*D (3.123)

(0,0003………..0,0012)*D (3.124)

mm

Tc= Tpc= 525…………….625 K

Tc= 299 K

(3.125)

Dc= 77,39 mm

Diametrul pistonului la baza mantalei

(3.126)

Dm= 77,53 mm

Verificarea capului pistonului

A=0,052*D (3.127)

A= 4 mm

(3.128)

(3.129)

<

Pe direcție tangențială:

µ= (0,32…………………0,36) pentru aliaje de aluminiu

µ= 0,34

(3.130)

În centru:

(3.131)

(3.132)

<

Calculul regiunii port-segmenți

apsu= 0,9 (0,8………………………..1,3)

asu= 5 (4…………………………..8)

n= 6 – reprezintă numărul găurilor de ungere

(3.133)

mm (3.134)

(3.135)

(3.136)

Mpa < (30…….40) Mpa

(3.137)

Verificarea la întindere:

(3.138)

(3.139)

< (70…….170) Mpa

Verificarea mantalei pistonului:

Tm= 1200 – (1000…………1400)

Tm= 393 K

(3.140)

(0,2…………………..0,7)

Verificarea presiunii maxime pe manta:

Nmax= 3115,8 N

(3.141)

h= 1,593 mm

Aria evazării:

(80……………………..100)

(3.142)

(3.143)

Mpa < 0,8 Mpa la MAS

Calculul umerilor pistonului:

(3.144)

Mpa < τmax= 40 Mpa la MAS

Segmenții

Primul segment de compresie, este prezentat în figura de mai jos.

Figura 3.14. Primul segment de compresie

Al doilea segment de compresie (raclor) este prezentat în figura de mai jos.

Figura 3.15. Al doilea segment de compresie

Grosimea radială: a= 1,5…….3,3 mm

Înălțimea: h= 2………….2,25 mm

Rostul de montaj: s= 0,15……….0,30 mm

Înălțimea teșită: h1= h2= 0,2 mm

a= 3,2 mm

h= 2,1 mm

s= 0,25 mm

Se alege material IKA:

Rezistența la rupere:

Modulul de elasticitate: E= (10…….13)*104 MPa

Coeficient de dilatare:

E= 13*104 Mpa

k= 1,8

pE= 0,15 Mpa (0,1…….0,25) Mpa

c= 0,196

Efortul unitar la montaj:

(3.145)

Efortul unitar în timpul fincționării:

(3.146)

Calculul rostului de dilatare:

(3.147)

Rostul la montaj:

(0,0023………….0,0040)*D (3.148)

(500…………….540) K

(11………12)*10-6

Rostul în funcționare:

T0= 298 K

Tcil= 350 K (350…………….380)

(3.149)

s= 0,637 mm

Jocul în canale:

jocul axial ales:

hp= 0,04 mm (0,03………………..0,05) mm

jocul radial ales:

hr= 0,8 mm (0,5…………………..1)mm

Bolțul

Figura 3.16. Bolțul

Se alege materialul 40Cr10.

Duritate superficială: călire CIF.

Lungimea bolțului:

l= 0,93*D mm (0,8………..0,93)*D (3.150)

l= 72,5 mm

Lungimea de sprijin în piciorul bielei:

b= 0,3*D mm (0,26………..0,3)*D (3.151)

b= 23,4 mm ≈ 24 mm

Jocul :

j= 1 mm (1…………….2)mm

Distanța dintre umerii pistonului:

A= b+2*j (3.152)

A= 26 mm

Lungimea de sprijin în umerii pistonului:

(3.153)

a= 23,2 mm

Lungimea bolțului:

(3.154)

l= 72,5 mm

Raportul d/D=(0,24…………………0,28) Aleg d/D= 0,28

d= 0,28*D (3.155)

d= 21,8 mm ≈ 22 mm

Raportul

Aleg

Rezultă (3.156)

di= 15,8 mm

Verificările bolțului

Verificarea presiunii maxime în umerii pistonului și în piciorul bielei

mgp= 0,28 kg

mps= 0,237 kg

mbolț= mgp- mp

mbolț= 0,043 kg

pmax= 8,2 Mpa

(3.157)

F=2,638*104

(3.158)

pa= 25,7 < (20………………40)

(3.159)

pb= 49,96 < (25………………50)

Verificarea la încovoiere:

(3.160)

< (250………………500)

(3.161)

(3.162)

(3.163)

(3.164)

(1,4……………..1,6)* (3.165)

(3.166)

Coeficientul de siguranță la oboseală:

(3.167)

Verificarea la forfecare:

(3.168)

<

Verificarea la ovalizare:

(3.169)

(3.170)

<

Verificarea deformației:

E=2,1*105

(3.171)

(3.172)

temperatura bolțului

temperatura umerilor pistonului

pentru evitarea gripării (3.173)

(3.174)

(3.175)

Deformarea maximă:

(3.176)

f= 0,036 <

Biela

Figura 3.17. Biela

Aleg materialul 33MoCr11:

Rezistența la rupere prin tracțiune:

Limita de curgere:

Alungirea:

Modulul de elasticitate longitudinal: E= 21*104 MPa

Figura 3.18. ……………………..

Calculul piciorului bielei

Predimensionare:

Diametrul exterior:

(3.177)

(3.178)

≈ 32 mm

Diametrul interior al piciorului bielei:

(3.179)

Lățimea piciorului bielei:

(3.180)

Lățimea corpului bielei în partea piciorului:

(3.181)

(3.182)

≈ 18mm

Se alege una din variabilele (Ψ, ) și rezultă celelalte două (, ).

Ψ=(300………….400);

Ψ=350

(3.183)

(3.184)

Xp=26,9 mm ≈ 27 mm

Grosimea radial a piciorului:

(3.185)

(3.186)

≈ 5 mm

Capul bielei:

Diametrul fusului maneton:

(0,5…………………..0,68)*D (3.187)

Lungimea fusului maneton:

(0,5…………………0,75)*dM (3.188)

Grosimea cuzineților:

(0,04…………………………..0,05)*dM (3.189)

Diametrul interior al capului:

(3.190)

Diametrul exterior al capului:

(10…………………..12) mm

(1…………………………….2) mm

(3.191)

.

Grosimea capului bielei:

(3.192)

Lățimea corpului în piciorul bielei:

(0,48………………….. 1) (3.193)

Lățimea corpului în zona capului bielei:

(1,1…………………………..1,35)*Hp (3.194)

Lățime medie corp:

(3.195)

Zona piciorului bielei a corpului:

(3.196)

(3.197)

Zona mediană a corpului:

(3.198)

(3.199)

Zona capului bielei a corpului:

(3.200)

(3.201)

Arborele cotit

Figura 3.19. Arborele cotit

Diametrul fusului palier:

(0,6……………………………0,8) (3.202)

Lungimea fusului palier:

(3.203)

Grosimea brațului:

(3.204)

Lățimea brațului:

(3.205)

Diametrul interior al manetonului:

(3.206)

.

Bibliografie capitol 3

Agenda Bosch, Ediția 8.

Grunwald B., “Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere”, Ediția a II-a revăzută și completată, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1980.

Andreescu C., Curs dinamica autovehiculelor, Universitatea Politehnica din București.

Capitolul 5 Proiectarea pistonului

Rolul funcțional și solicităriile piesei

Ansamblul din care face parte piesa

Grupul piston este alcătuit din 3 organe: pistonul bolțul și segmentul.

Acesta asigură evoluția fluidului motor în cilindru și îndeplinește următoarele funcțiuni:

Transmite bielei forța depresiune a gazelor;

Transmite cilindrului reacțiunea normală produsă de bielă (ghidează piciorul bielei în cilindru);

Etanșează cilindrul în ambele sensuri: împiedică scăparea gazelor în exterior și pătrunderea uleiului în interior;

Evacuează o parte din căldura dezvoltată prin arderea combustibilului.

Pistonul este organul care preia forța gazelor și lucrul mecanic prestat de acestea, pentru a-l transmite mai departe la bielă și arbore cotit. În același timp, pistonul trebuie să asigure etanșarea față de carter a camerei de ardere, precum și evacuarea cantității importante de căldură primită de la agentul termic.

Pistonul mai îndeplinește și rolul de ghidare a piciorului bielei în cilindru.

Pistonul se compune din următoarele părți componente:

Capul – partea superioară a pistonului care preia presiunea gazelor

Regiunea port-segmenți – partea pistonului prevăzută cu canale în care se introduc segmenții

Mantaua – partea care ghidează pistonul în cilindru și care transmite forța normală

Umerii mantalei – partea în care se fixează bolțul.

Suprafețele funcționale ale piesei

Figura 5.1 Suprafețele funcționale ale piesei

Suprafața S1 face parte din camera de ardere și este plană;

Suprafața S2 este circulară, are rugozitate mică și este în contact cu cilindrul;

Suprafețele S3, S4, S5 sunt suprafețe de sprijin ale segmențiilor de presiune și ungere;

Suprafața S6 reprezintă baza mantalei și se prelucrează pentru a echilibra pistonul;

Suprafața S7 reprezintă baza tehnologică de prelucrare;

Suprafața S8 reprezintă suprafața de contact dintre piston și bolț și are rugozitate mică;

Suprafața S9 reprezintă canalele de strângere a uleiului raclat.

Solicităriile piesei

Deformarea pistonului sub acțiunea forțelor mecanice

În timpul funcționării capul pistonului este supus acțiunii forței de presiune Fg, care se transmite prin umerii mantalei la bolț.

Forța de presiune deformează pistonul astfel încât, apăsarea mantalei pe cilindru tinde să se concentreze numai pe muchia inferioară a mantalei, canalele pentru segmenți se înclină față de planul transversal împiedicând aplicarea normal a segmenților pe suprafața cilindrului, iar deformarea umerilor mantalei determină apariția unor sarcini concentrate în zona A, care provoacă distrugerea ei. Rezultă că pistonul trebuie să îndeplinească o condiție fundamentală: să posede o rigiditate înaltă. Componenta normal N aplică pistonul pe cilindru și produce forța de frecare Ff.

Figura 5.2 Forțele care acționează asupra pistonului

Condiții tehnice impuse piesei finite prin desenul de execuție

Figura 5.3 Desenul tehnic al pistonului

Analiza justificativă a materialului pentru execuția piesei

Se utilizează două grupe principale de aliaje de aluminiu: aliaje pe bază de siliciu, numite silumin și aliaje pe bază de cupru, numite duraluminiu. Aliajul silumin este de trei feluri: hipoeutectic ( cu Si mai puțin de 11,7%); eutectic (cu Si între 11,7…………..13,5%); hipereutectic (cu Si între 13,5……….25%). Creșterea conținutului de Si până la 12% îmbunătățește caracteristicile mecanice și proprietățile anticorozive ale aliajului; siliciul antrenează o renducere a coeficientului de dilatare a aliajului. Aliajele hipereutectice conțin cantități reduse de Cu (1%), Ni (1%), magneziu, mangan, fier, care sporesc rezistența la rupere, duritatea, rezistența la coroziune și refractaritatea aliajului. Conținutul ridicat de Si antrenează o uzare mai rapidă a sculei așchietoare și reducerea coeficientului de conductibilitate, ceea ce impune confecționarea pistonului cu pereți groși, soluție convenabilă pentru MAC. Aceste dezavantaje se elimină dacă se micșorează conținutul de Si, de aceea, aliajele eutectice au căpătat o răspândire mai mare pentru MAS. Rezistența la rupere a aliajelor sulumin este în general 20…….30 daN/mm2. Aliajele de aluminiu pe bază de cupru ( de exemplu, aliajul Y) au un conținut de Cu de 8…………12%. Cuprul este principalul element de durificare a aliajului și mărește totodată conductibilitatea lui (tab.1).

Tabelul 5.1 Influența aliajului de aluminiu asupra unor caracteristici fizice ale materialului

În România materialele pentru pistoane de aluminiu sunt standardizate STAS 201/2-71. Pentru aliajele eutectice, respectiv hipereutectice și Y se indică mărcile: ATCSI12CuMgNi; 18CuMgNi; ATCCu4Ni2Mg2.

Se alege ATCSI12CuMgNi deoarece are valori ale conductibilității, coeficientului de dilatare și densității .

Întocmirea planului de operatii pentru executarea semifabricatului

Strunjirea suprafețelor exterioare ale pistoanelor se execută la producția de masă și de serie mare într-o operație concentrată, realizată pe strung semiautomat multiax (cu 6 sau 8 axe).

Tabelul 5.2 Planul de operatii

Strunjirea reprezintă procedeul de prelucrare prin așchiere, cu cea mai frecventă utilizare, fiind metoda de bază pt obținerea corpurilor de revoluție. În construcția de mașini piesele care conțin suprafețe de revoluție au o pondere însemnată, cele mai caracteristice fiind arborii, bucșele și discurile, fapt care justifică raspandirea pe care o au în prezent prelucrările prin strunjire.

Strunjirea este realizat prin combinarea mișcării principale de rotație executată de obicei de piesă, cu mișcarea de avans a cuțitului.

Prin operații de strunjire se pot prelucra suprafețe cilindrice și conice (exterioare și interioare), frontale, filete, etc, ca urmare a combinării mișcării principale a semifabricatului cu mișcările de avans longitudinal sau transversal al cuțitului. Utilizarea de dipozitive speciale permite și strunjirea altor forme de suprafețe de revoluție. Astfel, este posibilă prelucrarea suprafețelor sferice, dacă mișcarea de avans a sculei se realizează pe o traiectorie circluară, sau a suprafețelor profilate prin deplasarea simultană a cuțitului pe direcție longitudinală și transversală, rezultând o traiectorie corespunzătoare profilului piesei.

Analiza posibilitățiilor de realizare a preciziei dimensionale și a rugozității

Tabelul 5.3 Suprafețe de prelucrat

Stabilirea succesiunilor logice, economice, a operațiilor de prelucrare mecanică pentru fiecare suprafață

Succesiunea logică a operațiilor este urmatoarea:

Strunjire frontală (prelucrarea bazelor tehnologice secundare)

Strunjirea suprafeței S7 și executare găurii de centrare

Prelucrare suprafeței cilindrice exteriore

Strunjire exterioară de degroșare a suprafeței S2

Prelucrare suprafeței plane exterioare

Strunjirea plană de degroșare și finisare a suprafeței S1

Prelucrarea canalelor pentru segmenți

Strunjire de degroșare și finisare a suprafețelor S3, S4 si S5

Prelucrarea suprafeței de fixare a bolțului

Burghierea și frezarea de finisare și superfinisare a suprafeței S8.

Prelucrarea găurilor de scurgere a uleiului

Burghierea suprafețelor S9

Prelucrare suprafeței toroidale a mantalei

Strunjirea suprafeței S6

Control dimensional

Alegerea utilajelor și indicațiilor tehnologice

Prelucrarea suprafețelor exterioare și a canalelor pentru segmenți se execută pe mașini semiautomate cu mai multe axe permițând la o singură prindere o mare concentrare a operațiilor. Pentru finisarea suprafețelor exterioare se preferă strunjirea fină cu cuțite cu vârf de diamante. Pentru realizarea suprafețelor exterioare profilate se utilizează mașini special de strunjit. Strunjirea se face prin copierea formei după șablon cu cuțit cu vârf de diamant în două treceri (degroșare, finisare), respectând un regim de așchiere corespunzător.

Prelucrarea alezajului pentru bolț. În cazul pistoanelor din aluminiu prevăzute cu orificii din turnare se execută semifinisarea și finisarea alezajului, urmată de o prelucrare fină.

Prelucrarea de semifinisare constă din adâncirea simplă sau dublă, sau strunjirea interioară urmată de alezare. Uneori la această operație se adaugă și strunjirea canalelor pentru siguranțele bolțului flotant. În general, operația se execută pe aggregate bilateral cu masă tip tambur cu mai multe posture de lucru.

Prelucrarea de finisare constă în strunjirea fină cu cuțit cu vârf de diamante, folosind mașini multiaxe de alezat.

Operații de găurire și frezare. Pentru executarea orificiilor radiale din canalele segmenților de ungere se folosesc agregate cu mai multe posture de lucru amplasate pe o masă rotativă. Găurirea se execută concomitant sau prin schimbarea poziției unghiulare a pistonului. Găurile din umerii pistonului se execută printr-o operație independent.

Frezarea fantelor se execută la mașini de frezat cu destinație general echipate cu freze disc subțiri, sau la agregate speciale de găurit și frezat cu mai multe posture de lucru.

Tabelul 5.4 Operații de prelucrare

Bibliografie capitol 5

1 Marincas D. “Fabricarea si repararea autovehiculelor rutiere”, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1982

2 Chișiu A. “Organe de mașini”

3 Fratila Gh. – “Calculul și construcția automobilelor”, Ed. Didactica si Pedagogică, București, 1977.

4 Abaitancei D. “Motoare pentru automobile si tractoare” Construcție si tehnologie, Vol.1, Ed. Tehnica, București, 1978.

5 Bejan N. “Cursul de Fabricarea și repararea autovehiculelor”

6 Gherman Drăghici. “Tehnologia construcțiilor de mașini”

7 Stefanescu C. “Tehnologia de executare a pieselor prin turnare”, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1970

8 Sofroni L. “Tehnologia elaborarii si turnarii aliajelor”, Partea I, II si III, I.P.B., 1970.

9 Vlase A. “Regimuri de aschiere, adaosuri de prelucrare si norme tehnice de timp”, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1985