Paula CRAINIC, LEONI Wiring Systems [308009]
Universitatea din Pitești
Facultatea de Mecanică și Tehnologie
Specializarea: Autovehicule Rutiere
PROIECT DE DIPLOMĂ
Îndrumatori:
Viorel-[anonimizat], LEONI Wiring Systems
Absolvent: [anonimizat]-Narcis PREDA
PLAINING PENTRU ELOBORAREA PROIECTULUI DE DIPLOMĂ
CUPRINS
A.STUDIUL DINAMIC AL AUTOMOBILULUI
A.1.Studiul soluțiilor similare și al tendințelor de dezvoltare………………………………… 7
1.1.Soluții similar……………………………………………………………………………. 7
1.2.Tendințe de dezvoltare ale automobilelor și motoarelor……………………………..… 10
A.2.Alegerea parametrilor principali ai autovehiculului……………………………………. 12
2.1.Soluția de organizare generală și amenajare interioară…………………………………………….12
2.1.1.Modul de dispunere a echipamentului de tracțiune………………………………. 12
2.1.2.Dimensiunile geometrice…………………………………………………………. 13
2.1.3.Amenajarea interioară………………………………………………………………………………… 15
2.2.[anonimizat], determinarea coordonatelor
centrului de greutate…………………………………………………………………………….. 15
2.2.1.Centrul de masă și coordonatele centrului de greutate…………………………… 16
2.3.Alegerea pneurilor și determinarea razelor roților……………………………………… 18
A.3.Definirea condițiilor de autopropulsare…………………………………………………. 20
3.1.Rezistentele la inaintare ale automobilului……………………………………………. 20
3.1.1.Rezistența la rulare……………………………………………………………….. 21
3.1.2.Rezistența aerului………………………………………………………………… 25
3.1.3.Rezistența pantei………………………………………………………………… 27
3.1.4.Rezistența la demarare……………………………………………………………. 29
A.4.Calculul de tracțiune……………………………………………………………………… 30
4.1.Alegerea mărimii randamentului transmisiei…………………………………………… 30
4.2.Determinarea caracteristicii exterioare a motorului……………………………………. 30
4.2.1.Alegerea tipului motorului……………………………………………………….. 31
4.2.2.Determinarea analitică a caracteristicii exterioare……………………………….. 31
4.2.3.Determinarea dimensiunilor principale ale motorului……………………………. 35
B.CALCULUL MOTORULUI
B.5.Adoptarea parametrilor principali ai motorului și determinarea caracteristicilor
Constructive……………………………………………………………………………………. 39
5.1.Generalități…………………………………………………………………………….. 39
5.2.Mărimi și indici caracteristici ai motorului……………………………………….……. 40
B.6.Calculul termic…………………………………………………………………………….. 42
6.1.Calculul procesului de admisie…………………………………………………………. 42
6.1.1.Calculul densității aerului în punctele specific…………………………………… 43
6.1.2.Alegerea fazelor de distribuție…………………………………………………… 48
6.2.Calculul procesului de comprimare…………………………………………………….. 51
6.3.Calculul procesului de ardere…………………………………………………………… 55
6.4.Calculul procesului de destindere………………………………………………………. 62
6.5.Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului………………………………………….. 64
6.5.1.Trasarea diagramei indicate………………………………………………………. 64
6.5.2.Calculul indicilor indicați și efectivi……………………………………………… 66
6.5.3.Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului……………………………………. 67
B.7.Calculul cinematic………………………………………………………………………… 68
7.1.Cinematica pistonului………………………………………………….……………….. 68
7.1.1.Deplasarea pistonului…………………………………………………………….. 68
7.1.2.Viteza pistonului………………………………………………………………….. 68
7.1.3.Accelerația pistonului…………………………………………………………….. 69
7.2.Cinematica bielei……………………………………………………………………….. 70
7.2.1.Spațiul unghiular al bielei………………………………………………………… 70
7.2.2.Viteza unghiulară a bielei………………………………………………………… 70
7.2.3.Accelerația unghiulară a bielei…………………………………………………… 70
B.8.Dinamica mecanismului motor…………………………………………………………… 75
8.1.Forța de presiune a gazelor……………………………………….…………………….. 76
8.2.Forța de inerție…………………………………………………………………………. 76
8.2.1.Forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație……………………………. 77
8.3.Forțele rezultante din mecanismul motor………………………………………………. 83
8.4.Forțele care acționează asupra fusului maneton. Diagrama polară a fusului maneton… 87
8.5.Calculul momentului motor sumar și a puterii indicate………………………………… 89
8.5.1.Alegerea configurației arborelui cotit…………………………………………….. 89
8.5.2.Determinarea tuturor ordinilor de aprindere posibile și alegerea uneia dintre
acestea………………………………………………………………………………………….. 91
8.5.3.Stabilirea ordinii de lucru a cilindrilor…………………………………………… 92
8.5.4.Calculul momentului motor sumar și a puterii indicate………………………….. 93
9.Calculul și constructia bielei………………………………………………………………… 94
9.1.Introducere………………………………………………………………………………… 94
9.2.Construcția și calculul bielei……………………………………………………………… 94
9.2.1.Calculul piciorului bielei………………………………………………………….… 94
9.2.1.1.Solicitarea la întindere……………………………………………………….. 96
9.2.1.2.Solicitarea de compresiune……………………………………………………97
9.2.1.3.Calculul deformației……………………………………………………..……99
9.2.2.Calculul corpului bielei………………………………………………………………99
9.2.2.1.Solicitarea la întindere si compresiune……………………………………… 99
9.2.2.2.Solicitarea la flambaj………………………………………………………. 100
9.2.2.3. Calculul coeficientului de siguranță………………………………………. 100
9.3.Procesul tehnologic de fabricare………………………………………………………… 101
9.4.Fișa film………………………………………………………………………………… 105
9.5.Concluzii………………………………………………………………………………… 107
10. RAPORT DE STAGIU: ÎMBUNĂTĂȚIREA PROCESULUI TEHN. DE FABR.
A CABLAJELOR PRIN OPTIMIZAREA PROCESULUI DE PRODUCȚIE………….. 107
Bibliografie……………………………………………………………………….…………… 119
A
STUDIUL DINAMIC AL AUTOMOBILULUI
A.1.Studiul solutiilor similar si al tendintelor de dezvolare
1.1.Soluții similare
Autovehiculele au intrat rapid în viața noastră, iar astăzi sunt practic indispensabile vieții cotidiene, fiind concepute ca un bun absolut necesar deoarece conferă libertate de deplasare, confort pe parcursul călătoriilor sau pur și simplu dau senzația de libertate.
Hatchback este un tip de caroserie a autovehiculelor moderne. Cuvântul este un neologism provenit din limba engleză, unde hatch înseamnă trapă și back înseamnă spate. Acest tip de caroserie se numește și cu două volume, unul din volume fiind compartimentul pasagerilor contopit cu portbagajul și al doilea compartimentul motorului. De regulă, trapa din spate are balamalele la extremitatea superioară, iar spătarele rândului de scaune din spate pot fi rabatate, pentru a mări spațiul de încărcare.
Pentru abordarea proiectării unui nou tip de autovehicul, ținând seama de datele impuse prin tema de proiectare, care precizează anumite particularități legate de destinația și performanțele acestuia, este nevoie, într-o primă etapă, să se caute soluții constructive, deja existente, având caracteristici asemanătoare cu cele ale autovehiculului cerut. Literatura de specialitate cuprinde, pentru fiecare categorie de autovehicule, informații legate de organizarea generală, de modul de dispunere a echipamentului de tracțiune, de parametrii constructivi și de capacitatea de încarcare, de organizarea transmisiei, tipul sistemelor de franare, suspensie sau directie.
Analizând aceste informații și având în vedere tendințele de dezvoltare caracteristice pentru fiecare categorie de autovehicule cercetată, se pot stabili, prin comparare, unele date inițiale necesare pentru calculul de predimensionare cum ar fi: organizarea generală, amenajarea interioară, dimensiunile geometrice, greutatea autovehiculului și repartizarea sa pe punți, alegerea roților și determinarea razei de rulare precum și multe altele.
Cu ajutorul unor reviste și a unor site-uri de specialitate (TopGear, Auto Catalog, www.auto-data.net/ro/ sau http://gaia.anex-tech.fr/) au fost extrase soluțiile similare prezentate în tabelele de mai jos (Tabelul 1.1a, Tabelul 1.1b). Aceste soluții au fost selectate atât în funcție de motorizarea impusă în temă cât și în funcție de performanțele dinamice ale autoturismului. Soluțiile similare au parametrii dinamici și de motorizare cuprinși într-o anumită plajă de valori cât mai apropate de valorile impuse în tema de proiectare.
Tabelul 1.1a.Soluții similare
Tabelul 1.1b.Soluții similare
1.2.Tendințe de dezvoltare ale automobilelor și motoarelor
Pentru alegerea sau determinarea parametrilor inițiali care intervin în calcul este necesar, pe lânga studiul soluțiilor constructive asemanatoare, deja existente în lume, să se facă și o cercetare a tendințelor de dezvoltare specifice categoriei de autovehicul studiat.
În condițiile în care problemele de concepție devin din ce în ce mai complexe, necesitând prelucrarea unei enorme cantități de informație, asistarea proiectării și fabricației de către calculator apare ca oportună și de neevitat dacă se dorește o scurtare a timpului de inovare perfecționare a produselor cu grad sporit de complexitate, care trebuie adaptate continuu progresului tehnic.
Motoarele autoturismelor au beneficiat de atenție sporită, eforturile de mărire a performanțelor acestora fiind îndreptate pe multiple direcții: reducerea consumului de combustibil, mărirea puterii litrice a motoarelor, reducerea costurilor de fabricație, reducerea emisiilor nocive din gazele de evacuare, reducerea emisiilor sonore, realizarea de motoare cât mai ușoare și compacte.
Astfel a apărut tehnica de downsizing în industria automobilelor. Termenul, o constantă a industriei auto a ultimilor ani, a fost universal acceptat pentru a defini măsurile, preponderant constructive, adoptate pentru eficientizarea la maxim a consumului de combustibil și a emisiilor de compuși poluanți. Tradus cât mai corect, s-ar interpreta prin curentul de micșorare a cilindreei motoarelor cu ardere internă. Se acceptă, totuși, în acest context și alte soluții constructive adoptate cu scop clar de mărire a eficienței. Pentru că a micșora cilindreea poate fi o soluție, dar doar până în punctul în care micșorezi performanțele, astfel, a fost necesară adoptarea de artificii constructive care să suplimenteze performanțele oferite (supraalimentarea de exemplu). Supraalimentarea, a acaparat tot mai mult teren în ultimul timp, ajungând de la o soluție costisitoare și aplicată doar în cazul turismelor de performanță, la o variantă de-a dreptul comună în ultimii ani. Dacă înainte turbocompresoarele erau implementate doar pe autovehicule diesel, acum le întâlnim și la cele cu aprindere prin scânteie. Avantajul principal este nivelul de performanță oferit, existând modele care pot dezvolta chiar și 360 CP la o cilindree de 2000 cm3.
Alte tehnologii care s-au dezvoltat considerabil în ultimii ani au fost sistemele de distribuție variabilă. Comandate computerizat, în unele cazuri, sunt capabile de optimizări permanente ale ciclurilor de funcționare ale motoarelor cu ardere internă, de la regimuri economice, până la cele sportive. Principiul este simplu: în funcție de regimul de deplasare se modifică legile de închidere sau de deschidere ale supapelor (fie momentul de deschidere și de închidere-sisteme VVT-Variable Valve Timing, fie înălțimea de ridicare a acestora- sisteme VVL-Variable Valve Lifting). Scopul este acela de a reduce emisiile poluante și consumul de carburant printr-o optimizare energetică a fiecărui punct de funcționare al motorului. Dezvoltarea capacităților de calcul ale computerelor automobilelor în concordanță cu cea a sistemelor de distribuție variabilă a condus către altă tehnologie: dezactivarea cilindrilor în timpul funcționării motorului. Astfel, un motor poate funcționa la jumătate din capacitatea sa (calculatorul de injecție oprește alimentarea cu amestec aer-combustibil, iar supapele sunt ținute deschise chiar și pe timpul de comprimare) în regimurile în care nu este necesară o putere sau un cuplu motor prea mare (la o viteză rezonabilă, fără accelerări sau frânări bruște).
Datorită exigențelor tot mai mari în ceea ce privește emisiile poluante au fost implementate pe motoarele cu aprindere prin comprimare, până în prezent sisteme de posttratare a gazelor arse ca: EGR- Exhaust Gase Recirculation, pentru recircularea gazelor de carter, DOC- Diesel Oxidation Catalyst ce tratează monoxidul de carbon și hidrocarburile, NOx Trap, sistem implementat pentru tratarea oxizilor de azot, iar pentru reținerea particulelor, motoarele diesel folosesc filtre de particule. Toate acestea sunt necesare pentru a respecta normele EURO 6.
În cazul motoarelor cu aprindere prin scânteie pentru respectarea limitelor de poluare impuse se implementează T.W.C- Three Way Catalyst, ce tratează hidrocarburile, monoxidul de carbon dar și oxizii de azot. În cazul în care motorul cu aprindere prin scânteie folosește un sistem de injecție directă, pentru respectarea normei EURO 6 va avea implementat și un sitem de tip NOx Trap.
Transmisia este obiectul unor continue cercetări, urmărindu-se o mai bună corelare între momentul motor activ și cel rezistent, sporirea confortului si a sigurantei. O folosire deosebită o au transmisiile automate, asistate de microprocesoare (în ultima vreme). O altă preocupare tot mai răspândită este aceea a folosirii tracțiunii integrale însoțite de diferențiale blocabile sau autoblocabile având ca efect îmbunătățirea capacității de trecere și a stabilității.
Cutiile de viteze dispun în prezent de șase sau chiar mai multe trepte de viteză.
Pentru îmbunătățirea dinamicii automobilului în regim de tracțiune, acestea au început să fie dotate cu sisteme de control al tracțiunii (ESP), cum ar fi de exemplu sistemul Stability and Traction Control (STC) folosit pe Volvo S80 sau sistemul Stability and Traction Control (DSTC), care este mult mai complex, fiind asemănător cu sistemele antipatinaj de la mașinile germane.
Aceste sisteme îndeplinesc în general următoarele funcțiuni: corijarea acțiunilor de comandă ale șoferului în raport cu regimul de deplasare al automobilului și aderența roților cu calea de rulare; asigurarea stabilității și maniabilității automobilului; îmbunătățirea tracțiunii la demaraje și în condiții dificile de drum; informarea șoferului asupra apariției situațiilor deosebite ce duc la patinarea uneia sau mai multor roți. Pentru îmbunătățirea dinamicii automobilelor în regim de frânare, acestea au început să fie dotate pe scară largă cu sisteme de frânare cu antiblocare (ABS) care au ajuns în prezent la un înalt grad de perfecțiune. În prezent, la toate automobilele moderne este asigurat controlul electronic al motorului, al sistemului de frânare cu antiblocare (ABS), comenzile cutiei de viteze, suspensia, radarul anticoliziune precum și a altor sisteme care au rolul de a îmbunătății confortul conducătorului auto și de a diminua efortul fizic în timpul conducerii.
Suspensia a făcut obiectul unor cercetări privind condiționarea reciprocă dintre pneu, suspensie și calea de rulare. Echiparea autocamionetelor cu suspensii diferite pe toate roțile prin folosirea amortizoarelor hidraulice, precum și folosirea suspensiei pneumatice a constribuit la mărirea confortului, a siguranței în exploatare.
Sistemul de direcție. Se încearcă generalizarea direcției servoasistate , sporirea confortului în conducere prin obtinerea unor reglaje ale volanului în funcție de dimen siunile fiecărui conducător.
În construcția de caroserii s-a reușit obținerea unui coeficient aerodinamic mai mic, păstrand o formă plăcută. De asemenea s-a insistat pe obtinerea unui habitaclu cu un confort sporit, cu un post de conducere cât mai ergonomic, cu o isonorizare cât mai bună pentru reducerea zgomotului la un nivel cât mai redus.
Aparatura de bord folosește tot mai mult circuite integrate, cu afișaj numeric, schematic grafic sau mai nou sub formă de diagramă, cu ajutorul tehnicii fluorescentei în vid sau a cristalelor lichide, care au o fiabilitate ridicată.
A.2.Alegerea parametrilor principali ai autovehiculului
2.1.Soluția de organizare generală și amenajare interioară
2.1.1.Modul de dispunere a echipamentului de tracțiune
Ținând cont de soluțiile similare, extrase din literatura de specialitate și având în vedere tendințele de dezvoltare, se adoptă soluția de organizare generală a autovehiculului, soluția de organizare a transmisiei și a sistemelor și amenajarea interioară. Astfel pentru autovehiculul dat, un autovehicul de clasă medie cu utilizare preponderentă în mediul urban, organizarea transmisiei autovehiculului, constituie problema fundamentală de concepție constructivă. Pe baza acestei organizări se stabilește caracterul în mișcare și în același timp limitează posibilitatea de dezvoltare și de amplasare a celorlalte componente ale autovehiculului.
Motorul, alături de transmisie, formează grupul motopropulsor al automobilului și asigură punerea sa în mișcare. În motor energia chimică a combustibilului utilizat se transformă în energie mecanică transmisă roților motoare, prin intermediul transmisiei. Organizarea și dispunerea grupului moto-propulsor constituie caracteristici de bază în aprecierea calităților de utilizare ale automobilelor.
Soluția “totul-față” se întâlnește la autoturismele de concepție modernă. Ea permite o utilizare mai bună a volumului total al caroseriei, asigurând totodată o bună maniabilitate și stabilitate autoturismului, datorită comportamentului subvirator care este autostabilizant la deplasarea în viraje. Raportul dintre volumul util și volumul total al autoturismului are valoarea cea mai ridicată la această soluție. În cazul turismelor din soluțiile similare, soluția de organizare a grupului moto-propulsor este „totul față”, motorul fiind dispus transversal. Prin urmare, aceasta este soluția care se adoptă (fig.2.1.).
Figura 2.1.Soluția „totul-față” cu motorul dispus transversal
Solutia „totul-față” prezintă următoarele avantaje:
– legături simple și scurte între organele de comandă și grupul motor – transmisie;
– permite realizarea unui portbagaj spațios;
– pericolul de incendiu este redus, rezervorul de combustibil fiind montat, în general, pe consola din spate;
– sistemul de răcire este simplificat, asemănător ca la soluția clasică;
– efectul ciocnirilor frontale este mai redus asupra pasagerilor, deoarece energia de impact este absorbită de grupul motor – transmisie;
– stabilitate ridicată în viraj.
Dezavantajele soluției „totul -față" sunt următoarele:
– se micșorează greutatea aderentă ce revine punții motoare la urcarea rampelor;
– soluții constructive complexe pentru puntea față , care este punte motoare și directoare;
– motorul și transmisia sunt expuse la lovituri frontale;
– pneurile din față se uzează mai rapid decât cele din spate.
Cadrul (caroseria) este destinat fixării majorității agregatelor instalațiilor și ansam-blurilor automobilului. Trbuie să îndeplinească următoarele cerințe:
-rigiditate
-rezistență la șocuri
-cadrul este format din două lonjeroane curbate deasupra punților motoare legate între ele prin patru traverse și bare de protecție față .
-în caz de impact frontal șasiul trebuie să preia cea mai mare parte a energiilor de defor-mare care apar.
Pentru modelul studiat, automobilul are o caroserie autoportantă, preluând total acțiu-nea forțelor rezultate din mișcarea automobilului.
Transmisia. Pentru autoturismul proiectat se adoptă o transmisie clasică: ambreiaj , cu-tie de viteze și diferențial. Ambreiajul este de tip monodisc uscat cu arc central diafragmă, cu me-canism de debreiere cu pârghie și un mecanism de comandă hidraulică. Cutia de viteze montată pe carterul ambreiajului este o cutie de viteze normală cu arbori paraleli, 6 trepte de viteze, manuală.
Suspensia automobilului este destinată să atenueze sarcinile dinamice ce se transmit de la drum, să imprime oscilațiilor caracterul dorit și să transmită forțele care acționează asupra roților și cadrului, precum și rolul de a asigura confortabilitatea pasagerilor și de a proteja încărcătura și organele componente împotriva șocurilor, trepidațiilor și oscilațiilor dăunătoare, cauzate de neregularitățile drumului.
Sistemul de direcție, face parte din categoria sistemelor conducătoare alături de sistemul de frânare. Este un sistem deosebit de important pentru siguranța circulației și securitatea pasagerilor, acesta având rolul de a permite schimbarea direcției de depalsare orientând corespunzător roțile din față numite roți directoare. Direcția cuprinde organe de comandă, volanul și mecanismele de direcție, levierul de comandă, trapezul direcției cu bara de conexiune, două bare de comandă a direcției și levierele de comandă ale fuzetelor.
2.1.2.Dimensiunile geometrice
Dimensiunile principale se definesc în condiția de repaus a automobilului iar planul său de sprijin este orizontal. Pentru un autovehicul aflat în faza proiectării, alegerea parametrilor geometrici trebuie să aibă în vedere construcțiile existente și recomandările standardizate pentru dimensiunile interioare.
Orientarea asupra dimensiunilor exterioare, funcție de tipul și destinația autovehi-culului, poate fi făcută fie prin utilizarea valorilor medii ale criteriilor de analiză comparativă pen-tru dimensiunilor geometrice ale autovehiculelor din segmentul de autovehicule similare, fie prin alegerea din gama de autovehicule similare considerate în analiza comparativă a unui model considerat drept reprezentativ. Alegerea valorilor pentru dimensiunile principale trebuie să fie în concordanță cu dimensiunile volumelor utile:
– compartimentul pentru persoane;
– compartimentul pentru bagaje (se recomandă un volum util cuprins între 50-80 dm3 pentru bagajul unei persoane);
– compartimentul echipamentului motopropulsor (apreciat prin dimensiunile tipurilor similare, funcție de modul de organizare a transmisiei);
– compartimentul pentru transportul bunurilor materiale.
Plecând de la studiul soluțiilor similare și ținând cont de soluția de organizare generală și de studiul postului de conducere, se adoptă pentru dimensiunile geometrice de gabarit și ale capacității de trecere următoarele valori (figura 2.2):
Figura 2.2.Dimensiunile principale ale autovehiculului
Lungimea, L=4267 [mm];
Lățimea, l=1732 [mm];
Înălțimea, H=1445 [mm];
Ampatamentul, A=2589 [mm];
Ecartamentul față, Ef=1506 [mm];
Ecartamentul spate, Es=1506 [mm];
Consola față, Cf=860 [mm];
Consola spate, Cs=818 [mm];
Garda la sol, c=120 [mm].
2.1.3.Amenajarea interioară
Amenajarea interioară a autovehiculului trebuie să asigure pasagerilor acele condiții care să le creeze efectiv convingerea că autovehiculul este „a doua casă”, că aici, în autovehicul, au tot ce le trebuie ca să se deplaseze cu maximum de confort și de siguranță. Această cerință extrem de importantă este dificil de realizat în condițiile de spațiu existente, în restricțiile geometrice și funcționale care trebuie respectate.
Ușurința de conducere și confortul asigurat conducătorului autovehiculului joacă un rol deosebit în asigurarea randamentului muncii sale și al creșterii gradului de concentrare la condițiile de trafic, fapt ce conduce la creșterea siguranței în deplasare.
Folosirea tot mai accentuată în construcția autovehiculelor a sistemelor electronice de comandă și control, a servomecanismelor sau a sistemelor automate a condus, pe de o parte, la micșorarea efortului fizic depus de conducător pentru realizarea mișcărilor necesare a fi executate, iar pe de altă parte, la creșterea siguranței în deplasare, prin îmbunătățirea reacțiilor conducătorului și luarea acelor decizii de optimizare a tuturor regimurilor de deplasare a autovehiculului.
Atât ușurința în conducere, cât și confortul, nu reprezintă parametrii definibili cantitativ printr-un singur indicator numeric, fiind caracteristici calitative de sinteză. Acestea constituie unele din criteriile cele mai importante de selecție și în final de vânzare a autovehiculelor.
În mod uzual, ușurința de conducere se consideră a fi asigurată de geometria dispunerii scaunului conducătorului în raport cu comenzile și alte elemente ale automobilului, de mărimea eforturilor la comenzi, de vizibilitatea drumului. Confortul este asigurat de calitățile scaunului, ca element izolator la vibrații și susținător al corpului cu presiune optimă, de nivelul zgomotului interior, de eficacitatea instalației de încălzire și de ventilație a caroseriei, de etanșarea caroseriei la gazele de evacuare, praf și apă.
În cazul autoturismelor, cabina pentru pasageri este amplasată la mijloc totdeauna, pentru ca aceștia să fie cât mai bine protejați contra accidentării.
„Caroseria de securitate” se obține prin următoarele măsuri: rigidizarea construcției fără reducerea vizibilității, folosirea unei tapiserii de grosime mare pe tavan și pereții laterali, montarea unor mânere pentru uși și macarale pentru geamuri fără proeminențe, montarea unor „air-bag”-uri frontale sau laterale, tapisarea butucului volanului, a bordului și a a parasolarelor, folosirea coloanei de direcție telescopice și a unui volan ușor deformabil în direcție axială, montarea parbrizului astfel încât la deformarea caroseriei geamul să sară în afară.
2.2.Masa automobilului, repartizarea acesteia pe punți, determinarea coordo-natelor centrului de greutate al automobilului proiectat.
Greutatea autovehiculului 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 greutății 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.
Masa proprie (m0) este o mărime ce caracterizează construcția autovehiculului și este determinată de suma maselor tuturor sistemelor și subsistemelor componente, când autovehiculul se află în stare de utilizare.
Astfel în urma studiului soluțiilor similare masa proprie a automobilului de proiectat se adoptă: m0=1194 [kg].
Masa utila (mu) reprezintă o caracteristică constructivă esențială a autovehiculului, prin ea caracterizându-se posibilitățile de utilizare a acestuia. Masa utilă este determinată de capacitatea de încărcare a autovehiculului, prevăzută prin tema de proiectare sau adoptată funcție de tipul autovehiculului, în concordanță cu capacitatea de încărcare a tipurilor similare.
Capacitatea de încărcare se precizează de regulă prin numărul de locuri la autovehiculele pentru transportul persoanelor și prin sarcina utilă transportată la autovehiculele pentru transportul de bunuri.
În conformitate cu STAS 6926/1-90, la determinarea masei utile se vor considera următoa-rele:
-masa personalului de serviciu permanent la bord: 75 kg;
-masa unui pasager: 68 kg;
-masa bagajului pentru un pasager: 7 kg la autoturisme și autobuze urbane, 20 kg la auto-buze urbane, 25 kg la autobuze turistice.
Pe baza acestor recomandări, masa utilă se determină pentru faza de proiectare funcție de capacitatea de încărcare și normele STAS, cu următoarea relație specifică autoturis-melor:
mu=(68+7)·N+mbs=(68+7)·5+150=525 [kg] (2.1.)
unde: N – numărul de locuri din autoturism;
mbs – masa bagajului suplimentar;
mbs=50…200 [kg]; se adoptă mbs=150 [kg].
Masa autovehiculului (ma) face parte din parametrii generali ai acestuia și reprezintă suma dintre masa utilă (mu) și masa proprie (m0). Masa autovehiculului proiectat este:
ma=mu+ma=525+1194=1719 [kg] (2.2.)
2.2.1.Centrul de masă și coordonatele centrului de greutate
Masa autovehiculului este considerată în centrul de greutate situat 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.
Figura 2.3.Coordonatele centrului de masă
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 ;
Utilizarea de valori medii după date oferite de literatura de specialitate ;
Determinarea analitică a coordonatelor centrului de masă.
Utilizand valori medii din literatura de specialitate se adoptă parametrul =0,49 pentru autovehiculul gol, unde A = ampatamentul autovehiculului.
Din relația anterioară va rezulta distanța:
a=A·0,49=2589·0,49=1269 [mm] (2.3.)
b=A·a=1320 [mm] (2.4.)
În continuare se determină greutatea propie a automobilului(G0), greutatea utilă (Gu) și greutatea totală a acestuia (Ga).
G0=m0·g=1194·9,81=11713 [N] (2.5.)
Gu=mu·g=525·9,81=5150 [N] (2.6.)
Ga=ma·g=1719·9,81=16863 [N] (2.7.)
Se determină greutățile pe punți:
(2.8.)
(2.9.)
Masa admisă pe punte este limitată de distanța dintre punți și de calitatea drumului. În cazul drumurilor cu îmbrăcăminte tare, masa admisă pe punte nu poate depăși 10000 kg pentru punți situate la distanțe mai mici de 3 m și 9000 kg pentru punți care au între ele mai mult de 3 m.
(2.10.)
(2.11.)
Funcție de masa repatizată punților se poate determina masa ce revine unui pneu.
Astfel:
-pentru pneurile punții din față:
(2.12.)
-pentru pneurile punții spate:
(2.13.)
Valorile mp1 și mp2 astfel determinate condiționează împreună cu viteza maximă a autovehiculului tipul pneurilor folosite și caracteristicile de utilizare.
Centrul de greutate al autovehiculului constituie un parametru important pentru definirea modului de distribuire a greutății totale Ga pe punți, pentru organizarea generală a autovehiculului și poziționarea tuturor elementelor sale componente.
Centrul de greutate există ca o rezultantă a tuturor centrelor de greutate ale fiecărui element constructiv al autovehiculului. În timpul deplasării centrul de greutate are o poziție variabilă în raport cu suprafața de sprijin a autovehiculului pe cale, poziție care depinde de dispunerea încărcăturii în raport cu axa longitudinală sau transversală a autovehiculului, de regimul de deplasare rectilinie sau în viraj, de regimul de accelerare sau de frânare. În condiții statice centrul de greutate are o poziție bine determinată, în raport cu suprafața de sprijin a autovehiculului pe cale, poziție care influențează greutatea ce revine fiecărei punți.
Utilizînd valori medii din literatura de specialitate se adoptă parametrul =0,25 pentru autovehiculul gol, unde A = ampatamentul autovehiculului.
hg=0,25·A=0,25·2589=647,25 [mm] (2.14.)
2.3.Alegerea pneurilor și determinarea razelor roților
Pneul reprezintă partea elastică a roții și este formată din anvelopă și cameră de aer. Alegerea tipului de pneu ce urmează să echipeze autovehiculul proiectat are în vedere tipul, destinația și condițiile de exploatare ale autovehiculului. Funcție de acestea, se determină din cataloage de firmă sau standarde simbolul anvelopei, față de care se pot determina sau stabili direct din tabele mărimile necesare calculului dinamic.
Alegerea pneului se face după următoarea metodologie:
se detremină greutatea ce revine roților din spate și din față;
se aleg pneurile ce satisfac condiția de viteză maximă;
funcție de dimensiunile pneurilor utilizate la tipurile similare, se orientează asupra dimensiunilor roții;
se alege tipul pneului;
se alege presiunea de utilizare pentru satisfacerea condițiilor de greuate pe roată;
La alegerea pneului, se au în vedere următoarele aspecte:
– pentru asigurarea unei bune confortabilități, puntea față trebuie să fie caracterizată de o elasticitate mai mare decât puntea spate. La obținerea elasticității sporite a punții față contribuie și utilizarea presiunii interioare a aerului din pneu, mai mică în față decât în spate;
– prin reducerea presiunii aerului din pneu la roțile față, se reduce și rigiditatea laterală a pneului, astfel că prin sporirea deviațiilor laterale se favorizează imprimarea unui caracter constructiv de subvirare caracterizat de tendința de autostabilizare pe traiectorie rectilinie.
Funcție de anvelopa aleasă, standardele dau indicații asupra dimensiunilor princi-pale.
Se adoptă din literatura de specialitate, ținând cont și de soluțiile similare pneurile pneurile 185/60 R 15 H.
Este definită astfel o anvelopă care:
-are lățimea profilului (balonajul) de 185 mm;
-are un raport nominal de aspect =60% ;
-are structură radială (R);
-are diametrul interior sau diametrul exterior al jantei pneului de 15 inch (țoli), adică d=381 mm (1 inch = 25,4 mm);
-indice de viteză H;
-poate fi montată fără cameră de aer (Tubeless).
În figura 2.2. s-au reprezentat principalele dimensiuni ale pneului:
Înălțimea profilului anvelopei, H, se determină din expresia raportului nominal de aspect:
(2.15.)
Diametrul exterior:
De=2·H+d=2·111+381=603 [mm] (2.16.)
Raza nominală:
(2.17.)
Raza de rulare se calculează cu relația:
rr=λ·rn [mm] (2.18.)
Unde:
λ=0,930-0,935-pentru pneurile de joasă presiune;
λ=0,945-0,950-pentru pneurile de înaltă presiune.
Se adoptă λ=0,935. Astfel rr va avea următoarea valoare:
rr=λ·rn=0,935·301,5=282 [mm] (2.19.)
Circumferința de rulare se poate determina cu ajutorul relației:
Lr=2·π·rr=2·π·282=1771 [mm] (2.20)
A.3.Definirea condițiilor de autopropulsare
3.1.Rezistențele la înaintarea autovehiculului
În deplasarea sa autovehiculul întâmpină o mulțime de rezistențe consumatoare ale puterii dezvoltate de motor. Mărimea acestor rezistențe e diferită în funcție de regimul de deplasare al autovehiculului, de forma sa aerodinamică și de caracteristicile căii de rulare.
În procesul autopropulsării autovehiculului, asupra acestuia acționează, după direcția vitezei de deplasare, două tipuri de forțe:
− forțele active – cele care au același sens cu cel al vitezei de deplsare;
− forțele de rezistență – cele care sunt de sens opus sensului vitezei de deplasare.
Forțele de rezistență, cunoscute sub denumirea de rezistențe la înaintare sunt următoarele:
-rezistența la rulare – este o forță ce se opune înaintării autovehiculului și este determinată de fenomenele ce se produc la rularea roților pe calea de rulare;
-rezistența aerului – este o forță ce se opune înaintării autovehiculului și este datorată interacțiunii dintre autovehiculul în mișcare și aerul considerat în repaus;
-rezistența pantei – este o forță dotorată înclinării longitudinale a drumului și reprezintă o forță de rezistență la urcarea pantelor, și o forță activă la coborârea pantelor;
-rezistența la demaraj – este o forță datorată inerției autovehiculului în mișcare și reprezintă o forță de rezistență în timpul mișcării accelerate și o forță activă în regimul mișcării decelerate.
Mișcarea autovehiculului, consecință a acțiunii asupra lui a forțelor active și de rezistență poate fi:
-mișcare uniformă (cu viteză constantă);
-mișcare accelerată (viteza crește) – regim numit “regimul demarării”;
-mișcare decelerată (viteza scade) – acest regim poate fi realizat prin rulare liberă, când regimul decelerat este datorat încetării acțiunii forței de tracțiune și prin frânare, când regimul decelerat este datorat acțiunii forței de frânare dezvoltată la roțile automobilului.
Autopropulsarea autovehiculului se datorează energiei mecanice primite de roțile motoare de la motorul autovehiculului și este posibilă când această energie este în concordanță cu necesarul de momente și puteri pentru învingerea rezistențelor la înaintare. Acest lucru inseamnă că deosebit de importantă în definirea condițiilor de autopropulsare este cunoașterea, pentru fiecare din rezistențele la înaintare, a cauzelor fizice care le generează, a principalelor mărimi și factori de influență și a posibilităților de evaluare analitică.
3.1.1.Rezistența la rulare
3.1.1.1.Generarea rezistenței la rulare
Rezistența la rulare, Rr, este o forță care se opune permanent înaintării autovehiculului. Ea apare în suprafața de contact dintre pneu și calea de rulare.
Cauzele fizice ale apariției acestei forțe sunt multiple și pot fi rezumate la:
deformarea cu histerezis a pneului;
frecările superficiale dintre pneu și cale;
frecările din lagărele butucului roții;
întrepătrunderea dintre suprafața exterioară a benzii de rulare a pneului cu asperitățile căii de rulare;
efectul de ventuzare produs de profilele cu contur închis de pe banda de rulare pe suprafața netedă a căii de rulare;
deformarea căii de rulare.
Între cauzele amintite mai sus, în cazul autoturismelor – care se deplasează pe căi rigide, netede, aderente – ponderea importantă o are deformarea cu histerezis a pneului.
Ca urmare a modului de distribuire a presiunilor în pata de contact dintre pneu și cale centrul de presiune al amprentei este deplasat în fața centrului contactului cu mărimea “a”(fig. 3.1.a).
Figura 3.1.Acțiunea momentului de rezistență la rulare asupra unei roăi motoare
a)Rezultanta forțelor din pata de contact „Z”;
b)Reducerea reacțiunii normale Z (punctul Op).
Din condiția de echilibru a roții libere (roată care rulează sub acțiunea unei forțe de împin-gere Rr) aplicând metoda izolării corpurilor prin desfacerea legăturilor ei cu calea și autovehiculul, se obține o forță tangențială sub forma:
ΣM0=0⇒X=·Z (3.1.)
unde: rr – raza de rulare a roții;
Z – reacțiunea normală dintre pneu și cale;
Notand produsul:
a·Z=Mrul (3.2.)
care reprezintă momentul rezistenței la rulare (fig.3.1.b) expresia forței datorate rostogolirii roții pe cale devine:
(3.3.)
Această forță, generată de deplasarea suportului reacțiunii normale față de verticala centrului roții se numește rezistență la rulare Rr și reprezintă forța cu care roata se opune deplasării în sensul și direcția vitezei automobilului.
Deoarece determinarea deplasării ,,a” este dificilă, ea fiind în același timp o mărime cu o valoare dată pentru un pneu dat în condiții precizate de mișcare, pentru calcul rezistenței la rulare este preferabilă folosirea unei mărimi relative, având natura unui criteriu de similitudine, care permite extinderea utilizării sale în condiții mai generale. Această mărime este coeficientul rezistenței la rulare f dat de relația:
(3.4.)
3.1.1.2.Factorii de influență asupra rezistenței la rulare
Principalii factori care influențează rezistența la rulare sunt:
viteza de deplasare a autovehiculului;
caracteristicile constructive ale pneului;
presiunea interioară a aerului din pneu;
sarcina normală pe pneu;
tipul și starea căii de rulare;
forțele și momentele aplicate roților
Evaluarea prin experiment a unuia dintre factori nu este posibilă deoarece toți parametrii de mai sus definesc pneul în timpul rulării lui.
3.1.1.3.Calculul rezistenței la rulare
În cazul de față rezistența la rulare se determină în scopul deplasării cu viteză maximă a automobilului, lucru care se face pe căi netede, rigide, aderente în stare bună. Pe aceste căi coeficientul rezistenței la rulare ia valori între 0,015 – 0,018. Astfel se adoptă f=0,018 pentru calcule ulterioare, dar o relație de calcul este:
(3.5.)
unde : v – viteza autovehiculului [km/h]
Valoarea rezistenței la rulare se determină cu relația 3.6.
Rrul=f·Ga·cos α [N] (3.6.)
unde : Ga- greutatea autovehiculului;
α este unghiul de înclinare longitudinală a drumului.
Puterea necesară învingerii rezistenței la rulare în funcție de viteză rezulta relația 3.7.
Prul=Rrul·Va [kW] (3.7.)
unde: v – viteza exprimată în m/s sau:
(3.8.)
unde: v este viteza autovehiculului exprimată în km/h.
Pentru învingerea rezistenței la rulare, forța necesară si puterea necesară sunt calculate cu relațiile (3.6) si (3.7),considerând α=0 și coeficientul rezistenței la rulare calculat cu relația (3.5), sunt cuantificate in tabelul excel 3.1.
Tabel 3.1.Forța si puterea necesare învingerii rezistenței la rulare
Pe baza calculelor am determinat dependența grafică dintre viteza de deplasare a automo-bilului și rezistența la rulare (fig.3.2.) si dintre viteza de deplasare a automobilului si puterea necesara invingerii rezistentei la rulare (fig.3.3.):
Figura 3.2.Forța necesară învingerii rezistenței la rulare
Figura 3.3.Puterea necesară învingerii rezistenței la rulare
3.1.2.Rezistența aerului
3.1.2.1.Noțiuni de aerodinamica autovehiculului
Aerodinamica autovehiculelor se ocupă de fenomenele care se produc la interacțiunea dintre autovehicul și aerul înconjurător și folosește principiile generale ale aerodinamicii teoretice. In cadrul aerodinamicii autovehiculelor se stabilesc forțele și momentele ce acționează, din partea aerului în repaus sau în mișcare, asupra autovehiculelor aflate în mișare. De asemenea se analizează căile de modificare a interacțiunii dintre aer și autovehicul astfel încât să se îmbunătățească performanțele acestora.
Aerodinamica autovehiculelor studiază cu precădere următoarele aspecte:
rezistența la înaintare datorată aerului și căile pentru micșorarea acesteia;
efectele interacțiunii cu aerul asupra stabilității autovehiculelor și metode de îmbunătățirea stabilității aerodinamice;
efectele interacțiunii cu aerul asupra aderenței autovehiculelor cu calea de rulare și metode de creștere a acesteia;
mișcarea aerului în interiorul autovehiculului și alegerea adecvată a diferitelor orificii de absorbție și evacuare a aerului în vederea ventilării caroseriei și a răcii diferitelor organe.
Cauzele fizice ale apariției rezistenței la înaintare datorate aerului sunt:
frecarea dintre aer si caroseria autovehiculului;
diferențele de presiune pe care aerul le exercită în partea frontală a autovehiculului în comparație cu partea posterioară;
frecările cauzate de trecerea aerului prin interiorul autovehiculului.
Pentru un autovehicul care se deplasează, cu o viteză de peste 100 km/h, din totalul rezistențelor la înaintare pe care acesta trebuie să le învingă, rezistența aerului are o pondere de 2/3.
3.1.2.2.Calculul rezistenței aerului
Pentru calculul rezistenței se recomandă utilizarea relației:
(3.9.)
unde: – ρ – densitatea aerului- kg;
– cx – coeficientul de rezistență al aerului;
– A – aria secțiunii transversale maxime;
– v – viteza de deplasare a autovehiculului [m/s].
Aria transversală maximă se determină cu suficientă precizie (erori sub 5%) după desenul de ansamblu al automobilului în vedere frontală utilizând relația:
A=B·H=1506·1445·10-6=2,17 [m2] (3.10.)
unde: – B – ecartamentul autovehiculului [m];
– H – înaltimea autovehiculului [m].
Puterea necesară învingerii rezistenței aerului se calculează cu relația:
Pa=Ra·v [W] (3.11.)
Pentru autovehiculul primit prin tema de proiectare am ales valoarea coeficientului aerodinamic, cx=0,32, iar prin calcul a rezultat A=2,17.
În tabelul 3.2. s-au calculat valorile forței și puterii necesare învingerii rezistenței aerului pentru anumite viteze de deplasare, în graficul 3.4. s-a arătat graficul rezistenței în funcție de viteza automobilului iar in graficul 3.5., dependenta dintre viteza automobilului si puterea necesara invingerii rezistentei aerului.
Tabel 3.2.Forța și puterea necesare învingerii rezistenței la rulare
Figura 3.4.Forța necesară învingerii rezistenței aerului
Figura 3.5.Puterea necesară învingerii rezistenței aerului
3.1.3.Rezistența pantei
Este o forță care se opune înaintării autovehiculului pe rampă și favorizează deplasarea acestuia pe pantă. În figura 3.6. se prezintă acțiunea forței de greutate în rampă.
Figura 3.6.Acțiunea forței de greutate în rampă
La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală, forța de greutate gene-rează o componentă Rp după direcția deplasării dată de relația:
Rp=Ga·sinα (3.12.)
unde α este unghiul de înclinare al căii de rulare.
Alegerea unghiului de înclinare longitudinală a căii se face funcție de tipul și destinația autovehiculului (tabelul 3.3.).
Tabelul 3.3.Valori medii si maxime ale unghiului de înclinare longitudinală a căii
Această forță este forță de rezistență la urcarea pantelor (de sens opus vitezei de deplasare) și forță activă la coborârea pantelor. Se consideră că aceasta este concentrata în centrul de greutate.
Pentru a învinge rezistența la pantă puterea dezvoltată de motorul autovehiculului se calculează cu relatia:
Pp=Rp·v [W] (3.13.)
Deoarece rezistența la rulare cât și rezistența la pantă sunt determinate de starea și caracteristicile căii de rulare, se folosește gruparea celor două forțe într-o forță de rezistență totală a căii (RΨ), dată de relația:
RΨ=Rrul+Rp=Ga·(f·cosα+sinα)=Ga·Ψ (3.14.)
unde Ψ=f⋅cosα+sinα este coeficientul rezistenței totale a căii de rulare.
Valoarea rezistenței la pantă în funcție de unghiul pantei este reprezentată în tabelul 3.4., respectiv în graficul 3.7. (calculată cu relația 3.12).
Tabelul 3.4.Rezistența la pantă în funcție de unghiul pantei
Figura 3.7.Forța necesară învingerii rezistenței la pantă
3.1.4.Rezistența la demarare
Regiurile tranzitorii ale mișcării autovehiculului sunt caractrizate de sporiri ale vitezei (demarări) și reduceri ale vitezei (frânări). Rezistența la demarare (Rd) este o forță de rezistență ce se manifestă în regimul de mișcare accelerată a autovehiculului.
Această forță devine activă în regimul frânării. Rezistența la demarare are drept cauze fizice forța de inerție a componentelor autovehiculului, generată de masa proprie a acestora.
Ca urmare a legăturilor cinematice determinate în lanțul cinematic al transmisiei dintre motor și roțile motoare, sporirea vitezei de translație a autovehiculului se obține prin sporirea vitezelor unghiulare de rotație ale elementelor transmisiei și roților. Masa autovehiculului în mișcare de translație capătă o accelerație liniară iar piesele în rotație acceleratii unghiulare.
Influența asupra inerției în translație a pieselor aflate în rotație se face printr-un coeficient δ, numit coeficientul de influență al maselor în mișcare de rotație.
Rd se consideră concentrată în centrul de greutate al autovehiculului. Rezistența la demarare este data de relația:
(3.15.)
unde: – ma – masa autovehiculului [kg];
– δ – coeficientul de influență al maselor aflate în mișcare de rotație;
– – accelerația mișcării de translație a autovehiculului.
A.4.Calculul de tracțiune
Calculul de tracțiune cuprinde determinarea parametrilor principali ai motorului și transmisiei, care pun în evidență performanțele autovehiculului cerute prin tema de proiectare. În tema de proiectare se dau o parte din parametrii și performanțele principale precum și unele caractristici tehnice de organizare generală a autovehiculului.
Parametrii și performanțele principale sunt numărul de persoane și viteza maximă pe care autovehiculul trebuie să o dezvolte pe o șosea orizontală în stare bună, în ultima treaptă a cutiei de viteze.
4.1.Alegerea mărimii randamentului transmisiei
Transmiterea fluxului de putere de la motor la roțile motoare este caracterizată de pierderi datorate fenomenelor de frecare din organele transmisiei.
Calitativ, pierderile de putere din transmisie se apreciază prin randamentul transmisiei .
În calculul acestui randament intră randamentul tuturor organelor componente transmisiei. Aceste randamente au fost determinate experimental și au următoarele valori:
randamentul cutiei de viteze: în priză directă
în celelalte trepte;
randamentul transmisiei principale ;
randamentul transmisiei longitudinale .
Deoarece valoarea randamentului transmisiei este greu de calculat datorită numeroșilor factori care îl influențează, în calculul de proiectare, pentru un autoturism, acesta poate fi adoptat între: .
Astfel, se adoptă randamentul transmisiei: .
4.2.Determinarea caracteristicii exterioare a motorului
4.2.1.Alegerea tipului motorului
Pentru propulsarea autovehiculelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere internă cu piston în mișcare de translație. Existența unei mari varietăți de motoare cu ardere internă cu piston impune alegerea unor criterii de selecție bine definite. Opțiunea pentru unul dintre tipuri are în vedere în principal modelul, caracteristicile și destinația autovehiculului.
Soluțiile similare prezintă în majoritate motoare cu aprindere prin scânteie ca soluție pentru grupul de putere.Se alege pentru autoturismul proiectat o astfel de soluție.
În tabelul 4.1. sunt prezentați parametrii de importanță ai soluției adoptate:
Tabel 4.1.Parametrii motorului
4.2.2.Determinarea analitică a caracteristicii exterioare
Din definirea condițiilor de autopropulsare, deplasarea cu viteză maximă presupune dezvoltarea unei forțe la roată Frvmax.
(4.1.)
Din definirea puterii ca produs între forță și viteză, realizarea performanței de viteză maximă, în condițiile prevăzute, presupune pentru motor dezvoltarea unei puteri:
(4.2.)
unde: – Pvmax [kW] – puterea dezvoltată de motor pentru atingerea vitezei maxime;
– Frvmax=1366 N – forța la roată la viteză maximă;
– vmax=50 m/s – viteza maximă a automobilului;
– randamentul transmisiei.
Punând condiția ca puterea la viteza maximă să corespundă punctului de turație maximă, se obține puterea maximă a motorului:
(4.3.)
Unde:
Coeficientii α, β, γ au urmatoarele valori, :
(4.4.)
Această putere va trebui să fie cel mult egală cu puterea efectivă a motorului cu care se echipează autoturismul.
Pentru calcularea momentului motor corespunzător turației de putere maximă se utilizea-ză relația:
(4.5.)
Pentru completarea caracteristicii externe cu curba consumului specific se utilizează relația:
(4.6.)
Pentru trasarea caracteristicii exterioare a motorului se va folosi relația:
(4.3’.)
În tabelul 4.2. sunt afișate valorile necesare pentru trasarea caracteristicii exterioare a motorului și sunt evidențiate punctele reprezentative de funcționare ale motorului (turația de mers în gol, turațiile de moment și de putere maximă și turația maximă).
Tabel 4.2.Valori pentru trasarea caracteristicii exterioare a motorului
Diagramele caracteristice ale motorului sunt prezentate în figurile 4.1. și 4.2.:
Figura 4.1.Dependența grafică dintre puterea efectivă și momentul efectiv
în funcție de turație, la sarcină plină
Figura 4.2.Dependența grafică dintre momentul efectiv și consumul specific efectiv
în funcție de turație, la sarcină plină
4.2.3.Determinarea dimensiunilor principale ale motorului
Din studiul soluțiilor similare pot calcula următorii parametrii (tabelul 4.3.):
Tabel 4.3.Parametrii solutiilor similare
Cunoscând faptul că:
(4.7.)
unde: pme – presiunea medie efectivă;
np – turația de putere maximă;
Vs- cilindreea unitară a motorului;
i – numarul de cilindri ai motorului;
τ – numărul de timpi ai motorului;
si adoptând presiunea medie efectivă pme=11,32 bar se poate calcula cilindreea unitară a motorului:
(4.8.)
Cilindreea totală va fi:
(4.9.)
Din studiul soluțiilor similare se adoptă, de asemenea, viteza medie a pistonului, Wp=10,73 [m/s].
Cunoscând faptul că:
(4.10.)
Va rezulta cursa pistonului:
(4.11.)
De asemenea:
(4.12.)
În figurile 4.3, 4.4, 4.5 și 4.6. se prezintă o analiză comparativă între soluțiile similare alese și motorul de proiectat. După cum se poate observa acesta are parametrii similari cu cei ai soluțiilor de referință (linia roșie reprezintă valoarea medie).
Figura 4.3.: Presiunea medie efectivă a soluțiilor similare
Figura 4.4.: Viteza medie a pistonului – soluțiilor similare
Figura 4.5.: Puterea litrică a soluțiilor similare
Figura 4.4: Momentul litric al soluțiilor similare
B
CALCULUL MOTORULUI
B.5. Adoptarea parametrilor principali ai motorului și determinarea caracte-risticilor constructive
5.1.Generalități
Motorul cu ardere internă cu piston in miscare alternativa de translație este o mașină termică in care căldura produsă prin arderea unui combustibil este transformată in lucru mecanic, prin intermediul evoluțiilor unui fluid numit fluid motor.
În compoziția acestuia intră și o parte din produsele de ardere, iar evoluțiile acestuia se realizează prin intermediul unui piston a cărui mișcare alternativă, în interiorul unui cilindru, se transformă în mișcare de rotație a arborelui cotit de către mecanismul bielă-manivelă.
Caracteristic m.a.i este faptul că atât procesul de ardere (transformarea energiei chimice a combustibilului în căldură) cât și procesul de transformare a căldurii în lucru mecanic se desfășoară în interiorul cilindrului motorului.
Schema de principiu a unui motor cu ardere internă (M.A.I.) monocilindric în 4 timpi se redă în figura 5.1..
Figura 5.1.: Schema de principiu a unui M.A.I.
Pistonul (1) care acționează manivela (3) a arborelui cotit prin intermediul bielei (4), se deplasează în cilindrul (2). La partea superioară a cilindrului se găsește chiulasa (5), în care sunt amplasate supapa de admisie (SA) (6), care comandă intrarea în cilindru a gazelor proaspete și supapa de evacuare (SE) (7), care comandă ieșirea gazelor arse. Deschiderea și închiderea supapelor este comandată de un arbore cu came (eventual prin intermediul tijelor împingătoare și culbutorilor) antrenat de la arborele cotit cu o viteză unghiulară /2. La cealaltă extremitate a cilindrului se găsește carterul superior (8), pe care sunt dispuse lagărele arborelui cotit și carterul inferior (9), în care de obicei se găsește uleiul de ungere.
5.2.Mărimi și indici caracteristici ai motorului
Punctul mort superior reprezintă poziția cea mai apropiată de chiulasă pe care o ocupă pistonul. Se notează cu PMS.
Punctul mort inferior reprezintă poziția cea mai depărtată de chiulasa pe care o ocupă pistonul. Se notează cu PMI.
Raportul cursă/alezaj (ψ) este un parametru constructiv al motoarelor, determinându-se cu relația:
(5.1.)
unde: S – cursa pistonului (stroke) [mm]
D – diamentrul nominal al cilindrului [mm].
Cursa pistonului reprezintă spațiul parcurs de acesta în deplasarea sa între cele două puncte moarte.
Raza manivelei (r) reprezintă distanța dintre axa fusului palier și axa fusului maneton, ale arborelui cotit. Se calculează cu relația:
(5.2.)
Lungimea bielei (lb) este un element egal cu distanța dintre axa fusuui maneton și axa bolțului.
(5.3.)
Am adoptat lungimea bielei 139,6 mm în urma studiului soluțiilor similare.
Raportul dintre raza manivelei si lungimea bielei (Λ).
(5.4.)
Cilindreea unitară (Vs) reprezintă volumul generat de piston prin deplasarea sa între cele 2 puncte moarte, pe cursa S.
(5.5.)
Cilindreea totală (Vt) reprezintă suma cilindreelor unitare ale tuturor cilindrilor.
(5.6.)
unde i – numărul de cilindri.
Volumul camerei de ardere (Vk) reprezintă volumul minim ocupat de fluidul motor, când pistonul se gaseste la P.M.S.
(5.7.)
Volumul cilindrului (Va) reprezintă volumul maxim ocupat de fluidul motor, când pisto-nul se află la P.M.I.
(5.8.)
Viteza medie a pistonului (Wp) este acea viteză, convențional considerată constantă, cu care pistonul ar parcurge două curse succesive (2S), în intervalul de timp în care arborele cotit efectuează o rotație completă.
(5.9.)
unde np – turația de putere maximă.
Viteza unghiulară a arborelui cotit (ω) este acea viteză cu care arborele cotit
efectuează o rotație completă.
(5.10.)
Numarul de cicluri (Nc) reprezintă numarul grupajelor de procese care se repetă periodic în cilindrii unui motor, în unitatea de timp. Relația de calcul este:
(5.11.)
(5.12.)
(5.13.)
unde: τ=4 este numărul de timpi ai motorului.
Timpul pe ciclu (τc) reprezintă timpul măsurat în secunde, minute sau ore, în care se desfășoară un ciclu. Relația de calcul este:
(5.14.)
(5.15.)
(5.16.)
B.6. Calculul termic
În scopul derminării anticipate a parametrilor proceselor ciclului motor, a indiciilor energetici și de economicitate, a presiunii gazelor în cilindrii motorului, a temperaturilor din cilindrii motorului pentru fiecare proces este necesar a se realiza calculul termic al motorului cu ardere internă.
6.1.Calculul procesului de admisie
Procesul de admisie, la un motor cu ardere internă, presupune introducerea în cilindru a unei cantități de aer și a unei doze de combustibil, în proporții adecvate regimului de funcționare al motorului, care vor forma amestecul proaspăt. La acestea se va adăuga și o parte din gazele arse rămase din ciclul anterior, numite generic gaze reziduale.
În cazul MAC supraalimentate, motoare cu injecție directă (soluție generalizată la ora actuală), este aspirat doar aer proaspăt, carburantul fiind injectat in cilindru, la sfârșitul cursei de comprimare,amestecul aer-combustibil fiind un amestec eterogen.
Datorita faptului ca motorul este unul supraalimentat si admisia se face fortat, prin utilizarea unui agregat de turbosupraalimentare,în urma comprimarii aerului in compresorul antrenat de turbină acesta se incalzeste,rezultand o densitate mai micăa aerului admis in cilindru. Prin urmare, pe tronsonul de admisie intalnim un racitor al aerului de supraalimentare (RAS), (fig. 6.1.).
Supraalimentarea are scopul de a îmbunătăți umplerea cilindrilor.
Avantajele supraalimentării:
mărește cantitatea de aer furnizată motorului ceea ce permite mărirea dozei de combustibil injectat fără a crește îmbogățirea de unde rezultă o creștere a performanțelor;
compensează diminuarea densității de aer odată cu altitudinea.
Figura 6.1.: Traseul de admisie al aerului in motor
După cum se poate observa din figura 6.1., înainte de a pătrunde in sistemul de admisie aerul are parametrii mediului ambiant, po, To, ρo, cu care intră in compresor. La iesirea din acesta, in urma comprimarii va rezulta presiunea p1, temperatura T1 si densitatea ρ1. În continuare, pentru a răci aerul și a-i crește densitatea este montat răcitorul de tip RAS. Vor rezulta parametrii p2<p1, T2<T1 si ρ2>ρ1 cu care aerul intră în motor, pa, Ta, ρa reprezintă parametrii fluidului la sfârșitul cursei de admisie. Toti acești parametrii de stare se vor calcula în continuare.
6.1.1.Calculul densitatii aerului in punctele specifice
Se adoptă raportul de comprimare din compresor (gradul de supraalimentare al motorului) , din studiul soluțiilor similare.
În figura 6.2 este prezentată evoluția termodinamică a fluidului pe traseul de admisie.
Fig.6.2: Evoluția termodinamică a fluidului
Principiul II al termodinamicii susține că în realitate totul se întamplă cu pierdere de energie, prin urmare randamentul oricărei acțiuni este subunitar. Într-o altă formulare, orice acțiune are loc cu creștere de entropie (S). Prin urmare, pentru a observa evoluția fluidului în compresor vom compara evoluția reală (0-1) cu cea ideală (0-1'). Izobarele p0 și p1 reprezintă presiunea fluidului în punctele respective. Fluidul se încălzește prin comprimare izentropică. Izentropa este o transformare adiabată reversibilă. În cazul ideal, procesele sunt reversibile, însă în realitate nu, ireversibilitatea acestora fiind evidențiată prin fenomenul de histerezis. În realitate apar frecări, prin urmare apar degajări de căldură, după cum se poate observa și în figura 6.2. unde T1>T1'. Acest lucru este nefavorabil, întrucât densitatea fluidului scade.
Se poate defini randamentul compresorului centrifugal ca fiind:
(6.1.)
Se adoptă ηC=0,85 din studiul soluțiilor similare.
Pentru calculul temperaturii în punctul 1 se prelucrează relația 6.1:
(6.2.)
unde: T0 – temperatura mediului ambiant, se adoptă T0 = 293,15 [K]
Pentru aflarea temperaturii în punctul 1' se aplică ecuația adiabatei:
0
= (6.3.)
Exponentul adiabatic γ se adoptă din literarura de specialitate ca fiind γ = 1,41.
Va rezulta '=373,48 [K].
Știind că se poate calcula presiunea în punctul 1.
(6.4.)
Pentru calculul densității mai este necesar a fi cunoscută constanta specifică a gazului (aer) Ra care se determină cu relația 6.5.:
(6.5.)
unde: RM – constanta universală a gazului ideal;
Ma – masa molară a aerului;
(6.6.)
Se poate calcula densitatea fluidului la iesirea din compresor:
(6.7.)
În continuare, aerul va pătrunde în RAS cu parametrii p1>p0, T1>T0, ρ1>ρ0.
Trecerea prin RAS este însoțită de pierdere de presiune și evident scopul este acela de a diminua temperatura fluidului.
(6.8.)
(6.9.)
Se poate defini randamentul răcitorului:
(6.10.)
Se adoptă:
Se poate calcula temperatura în punctul 2 prelucrând relația:
(6.11.)
Se poate calcula presiunea în punctul 2 prelucrând relația:
(6.12.)
Prin urmare, se poate calcula densitatea aerului la ieșirea din RAS:
(6.13.)
Se observă că p2<p1, T2<T1 dar ρ2>ρ1, prin urmare ceea ce s-a pierdut prin scăderea presiunii a fost compensat prin creșterea densității.
Aprecierea calității amestecului de fluid proaspăt ce se aspiră în cilindru în timpul admisiei se face prin intermediul coeficientului de exces de aer.
Dacă notăm cu L [kg aer/ kg combustibil] masa disponibilă de aer pentru arderea unui kilogram de combustibil și cu Lmin [kg aer/kg comb] masa minimă de aer necesară pentru arderea completă a unui kg de combustibil, atunci relația de definiție a coeficientului de exces de aer este:
(6.14.)
Pentru arderea 1 kg de combustibil este necesară o masă de aer minimă Lmin=14,76 kg. Funcționarea motorului necesită cantități diferite de aer față de aerul teoretic necesar, în funcție de acesta având:
-amestecuri sărace (λ>1);
-amestecuri bogate (λ<1).
În proiectare, coeficientul excesului de aer se adoptă la MAC cu cameră de ardere unitară (ε17,5) ceea ce corespunde funcționării motorului în regimul sarcinilor mari.
Se adoptă λ=1,3.
Densitatea fluidului proaspăt .
Densitatea fluidului proaspăt ρfp diferă de aceea a aerului ρa în cazul MAS-ului, întrucât fluidul admis este un amestec de aer și combustibil. Ea se determină cu relația:
(6.15.)
unde:
în care: -fp este factorul de corecție a densității;
-ρa este densitatea aerului;
-Rc și Ra sunt constantele specifice combustibilului și aerului.
În cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare acesta aspiră numai aer, deci Ra=Rc, iar fp=1, ceea ce înseamnă că:
(6.16.)
Pentru determinarea parametrilor fluidului proaspăt la finalul cursei de admisie (pa, Ta ρa) este necesar a se cunoaște mai întâi randamentul umplerii ηv.
Randamentul umplerii se calculează rezolvănd ecuația cu ajutorul programului Excel:
(6.17.)
Pentru rezolvarea ecuației este necesară adoptarea și calcularea anumitor parametri, sintetizați in tabelul 6.1.
Tabelul 6.1: Parametrii necesari pentru determinarea randamentului umplerii cu aer proaspăt
Deoarece până la pătrunderea în cilindru gazele proaspete au de parcurs întregul traseu de admisie, începând de la filtrul de aer, curgerea lor are loc cu pierderi gazodinamice, care se iau în considerare prin coeficientul global de rezistență al traseului de admisie ξa, acesta crește o dată cu creșterea vitezei medii a pistonului, ceea ce arată că el este mai mare la MAS decât la MAC. Valoarea acestui coeficient este cu atât mai mare cu cât:
a) galeria de admisie are un numărul mai mare de coturi
b) razele de curbură ale coturilor galeriei de admisie sunt mai mici;
c) numărul de cilindri este mai mare, deci și lungimea galeriei este mai mare;
d) rugozitatea galeriei de admisie la interior este mai mare.
Se adoptă ξa=4 așa cum se observă și în tabelul 6.1.
Pe o anumită porțiune din cursa de comprimare, presiunea din cilindru se menține încă sub valoarea presiunii atmosferice p0. Ca urmare, este încă posibilă pătrunderea încărcăturii proaspete chiar dacă pistonul și-a început cursa de comprimare. De aceea este rațional ca închiderea supapei de admisie să se facă cu întârziere față de punctul mort inferior.
Fenomenul de umplere a cilindrului după efectuarea cursei de admisie se numește postumplerea cilindrului.
Postumplerea se apreciază prin cantitatea relativă de fluid proaspăt, care pătrunde în cilindru după PMI, adică raportul dintre numărul de kmoli de fluid proaspăt care pătrunde în cilindru după PMI și cantitatea de fluid proaspăt reținută în cilindru în procesul de admisie ʋfp.
Gradul de postumplere este definit prin relația:
(6.18.)
Calculul de proiectare al motoarelor se face la sarcini și turații ridicate la care
𝞿pu =0,08…0,25
Se adoptă pu =0,15.
Secțiunea litrică a supapei de admisie este definită de relația:
(6.19.)
Unde Asa este aria medie de trecere a gazelor proaspete.
(6.20.)
Se adoptă SLsa=0,001 [m2/l]
Întinderea unghiulară de deschidere a supapei de admisie, având în vedere că deschiderea ei se face cu un avans (ADA) și că închiderea se face cu întârziere (IIA), este dată de relația:
𝞪ad=ADA+180°+IIA (6.21.)
Coeficientul mediu de debit al orificiului supapei de admisie:
μsa=0,4…0,65 (6.22.)
Se adoptă μsa=0,5.
Gradul de încălzire al fluidului proaspăt, de la pereți în timpul procesului de admisie:
θ= = 1,06…1,15 (6.23.)
Se adoptă θ=1,14.
6.1.2.Alegerea fazelor de distribuție
Perioadele și momentele de deschidere și închidere a orificiilor de curgere a gazelor din/în cilindru se numesc faze de distribuție. Intervalul de timp dintre cele două momente măsurate în RAC, reprezintă perioada de deschidere a orificiului, notată cu a pentru admisie și e pentru evacuare ; hs este ridicarea supapei. Fazele de distribuție se definesc fie prin unghiul , măsurat față de originea ciclului, fie prin unghiul precizat față de punctele moarte de referință. În primul caz, fazele sunt definite de unghiurile DSA ,ÎSA, pentru momentele de deschidere a supapei de admisie (DSA) respectiv pentru închiderea supapei de admisie (ÎSA). În al doilea caz unghiul reprezintă avansul a sau întârzierea î la închiderea sau deschiderea supapei față de punctele moarte de referință. Reprezentarea grafică a fazelor de distribuție se numește diagrama fazelor de distribuție(fig. 6.3.).
Fazele de distribuție se optimizează. Prin faze optime de distribuție se înțeleg acele faze care conduc :
1) la eficiență maximă a schimbului de gaze,adică la un grad de umplere maxim;
2) la un coeficient minim al gazelor reziduale;
3) la cel mai mic lucru mecanic de pompaj;
4) la cea mai bună valoare a coeficientului de baleaj;
5) la cea mai redusă valoare a concentrației de substanțe nocive din gazele de evacuare.
Figura 6.3.: Epura fazelor de distribuție
Se adoptă: ADA=10ᵒ RAC
IIA=55ᵒ RAC
Durata totală de deschidere a supapei de admisie pentru M.A.C poate avea valorile
Δαad=ADA+180⁰+IIA=10+180+55 [⁰RAC] în urma efectuării calculelor rezultând:
Δαad=245°RAC
Avansul la deschiderea evacuarii se notează ADE și are valori cuprinse între ADE=40…80°RAC, adoptându-se ADE=70°RAC . Întârzierea la închiderea supapei de evacuare poate avea următoarele valori IIE=10…60°RAC, adoptându-se IIE=50°RAC.
Durata totală de deschidere a supapei de evacuare pentru M.A.C. poate avea valorile
Δαev=ADE+180+IIE=70+180+50=300°RAC în urma efectuării calculelor rezultând Δαev=300°RAC.
Durata de suprapunere a deschiderii supapelor este Δαsup=ADA+IIE=10+50=60°RAC.
Cu ajutorul programului Excel se calculează randamentul umplerii, scazând membrul drept al ecuației 6.17. din membrul stâng (figura 6.4.).
Figura 6.4.: Determinarea randamentului umplerii
Se obține ηv=0,87.
Presiunea din galeria de admisie se determină cu relatia:
=227.450 [Pa] (6.24.)
Presiunea gazelor din cilindru la sfarșitul admisiei:
(6.25.)
Coeficientul gazelor reziduale se calculează cu relația:
(6.26.)
unde: Tg – temperatura medie a gazelor în cursa de evacuare. Se adoptă Tg=800 K.
Temperatura gazelor de sfarșitul admisiei se determină cu relația:
(6.27.)
Densitatea fluidului la sfârșitul admisiei este:
(6.28.)
6.2.Calculul procesului de comprimare
Procesul de comprimare îndeplinește trei funcții:
1 – sporește randamentul termic al motoarelor;
2 – ajută la realizarea amestecului;
3 – generează mișcări organizate ale fluidului motor în camera de ardere.
Diagrama de variație a presiunii reprezintă mijlocul principal de investigație. Cu ajutorul unui senzor de presiune al unui traductor de cursă a pistonului sau unghiul de rotație al manivelei (α) se înregistrează variațiile p-v sau p-α.
Figura 6.5.: Deplasarea pistonului în timpul cursei de comprimare – variații
unghiulare p – v sau p – α în cazul unui motor aspirat natural
În figura 6.6. sunt prezentate punctele caracteristice pentru MAC supraalimentat, cu ajuto-rul cărora se va trasa diagrama indicată.
Figura 6.6.: Puncte caracteristice cu ajutorul cărora se va trasa diagrama indicată
Alegerea tipului camerei de ardere.
Camera de ardere folosită, corespunzătoare MAC-ului este camera omega la nivelul pisto-nului.
Figura 6.7.Pistonul MAC
Calculul procesului de comprimare are drept scop determinarea stării fluidului motor din cilindru (presiunea din cilindru p, temperatura T, volumul V) și a stării amestecului inițial în momentul declanșării scânteii (punctul c’=i), în momentul declanșării arderii (punctul d), la finele cursei de comprimare (punctul c’’=c). Aceleași mărimi pot fi calculate și în punctul a’ – adică în momentul închiderii supapei de admisie.
Pentru calculul volumului ocupat de gaze în toate punctele caracteristice, menționate anterior, este necesară însă cunoașterea poziției pistonului, corespunzătoare acestor puncte. Ea se determină cu relația:
(6.29.)
unde: r-este raza manivelei;
-este raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei;
-este unghiul de rotație al manivelei.
Mărimile de stare pa, Ta au fost calculate în cadrul procesului de admisie.
Volumul gazelor într-un moment oarecare x, din timpul procesului de comprimare, se determină cu relația:
(6.30.)
unde: Vk – volumul camerei de ardere:
Pentru calculul volumului ocupat de gaze în momentul ISA (punctul a’) se aplică relația 6.29., relație în care xpx se determină cu relația 6.30., punând condiția ca:
(6.31.)
unde: βîSA este întârzierea la închiderea supapei de admisie (valoare adoptată la calculul procesului de admisie).
Cunoscând că procesul de comprimare decurge politropic, cu exponentul nc, rezultă că presiunea și temperatura gazelor într-un punct oarecare x, sunt date de relațiile:
(6.32.)
(6.33.)
unde: nc – exponentul politropic al comprimării.
La MAC nc=1,31…1,39 .Se adoptă nc=1,37.
De aceea, spre exemplu, în punctul a’ vor rezulta:
(6.34.)
(6.35.)
Mărimile de stare în punctele c’, d și c’’, se vor calcula în mod asemănător punând condițiile corespunzătoare fiecărui punct. Astfel xpc' se calculează, punând însă condiția ca:
(6.36.)
unde: βi – reprezintă avansul la declanșarea injectiei, valoare adoptată conform Racotă, R., Bădescu, N., Dumitrescu, V. –Motoare pentru autovehicule rutiere, Indrumar de proiectare- Litografia Universității din Pitești, 1990, tabelul 3.1. pag. 25.
Poziția pistonului corespunzătoare declanșării arderii ( arderea se declașează cu o întârziere Δαd față de momentul injecției) se determină cu relația 6.29., punând însă condiția ca:
(6.37.)
Se adoptă: 𝞪d=351ᵒRAC
Pentru punctul c’’ (sfârșitul cursei de comprimare în calculul teoretic) mărimile de stare se vor calcula astfel:
Vc’’=Vk
p”=pa”·εnc
Tc”=Ta”·εnc-1
Reprezentarea grafică a politropei de comprimare ac” se face prin puncte calculate pe baza ecuației de definitie a acestei evoluții (pvnc=ct.), scrisă sub forma:
(6.38.)
unde: Vx – un volum oarecare, în intervalul [Va ,Vc”].
Calculul s-a efectuat tabelar (din grad în grad), iar în tabelul 6.2. sunt precizate punctele caracteristice și parametrii acestora (este inclusă și admisia).
Tabelul 6.2.Puncte caracteristice ale procesului de comprimare
Întinderea unghiulară a procesului de comprimare este:
(6.39.)
Timpul de comprimare este :
(6.40.)
6.3.Calculul procesului de ardere
Dintre toate procesele termice din cilindrii motorului, procesul de ardere are cel mai înalt grad de complexitate. Indicii energetici ai motorului, cei de economicitate și de durabilitate, de funcționare liniștită și de adaptabilitate la tracțiune depind într-o mare măsură de procesul de ardere.
Calculul procesului de ardere urmărește stabilirea legii de variație a presiunii din cilindru p(α) în perioada degajării căldurii de reacție în scopul determinării presiunii maxime din cilindru (care definește solicitarea mecanică a organelor), temperaturii fluidului motor (care definește încărcarea termică a organelor în contact cu gazele fierbinți).
Modelul de ardere propus în figura 6.8. se poate aplica atât la M.A.C. cât și la M.A.S., considerând că arderea se declanșează cu un avans față de p.m.s., în punctul d și se dezvoltă în faza arderii rapide după evoluțiile politrope d–c , (c–punctul din ciclu, situat în p.m.s.) și c–y (y–punctul în care p=pmax); în faza arderii moderate sau finale, arderea continuă după izobara y–y’ și după izoterma y’-t.
Figura 6.8.: Deplasarea pistonului în timpul procesului de ardere: variații unghiulare p–v sau p–α
Pentru calculul procesului de ardere este necesar ca inițial să se adopte (tab. 6.3. și 6.4.):
combustibilul utilizat cu toate proprietățile sale;
coeficientul de utilizare a căldurii ξu ;
fracțiunea de căldură ce se degajă în arderea izobară ξp ;
viteza medie de creștere a presiunii în timpul arderii ṗ;
raportul de creștere a presiunii π;
Combustibilul pentru motoare de autovehicul trebuie să îndeplinească mai multe cerințe:
Combustibilul utilizat pentru ardere în motorul de proiectat este motorina, cu următoarele proprietăți:
Tabelul 6.3.: Proprietățile motorinei
Tabelul 6.4.: Parametrii necesari calculului procesului de ardere
Pe baza ecuațiilor chimice de ardere completă a substanțelor inițiale din combustibili (carbon și hidrogen), rezultă cantitatea minimă de oxigen, provenit din aerul atmosferic, necesar pentru arderea completă a unui kg de combustibil, cu relația:
(6.41.)
unde: c, h, o, reprezintă participațiile masice ale carbonului, hidrogenului și oxigenului la 1kg de combustibil.
Cunoscând că masa moleculară a oxigenului este M=32 [kg/kmol], rezultă:
(6.42.)
Cantitatea minimă de aer necesară arderii complete a 1 kg de combustibil se determină cunoscând proporția de oxigen în aer.
(6.43.)
De asemenea, cunoscând că masa moleculară a aerului este Ma=28,97 kg/kmol, rezultă:
(6.44.)
Cantitatea reală de aer, disponibilă pentru arderea unui kg de combustibil este:
(6.45.)
Numărul de kmoli de combustibil pentru 1 kg de combustibil este:
(6.46.)
unde: Mc=masa moleculară a combustibilului folosit.
Numărul de kmoli de substanțe inițiale care participă la reacția chimică este:
(6.47.)
Fluidul motor este însă un amestec de gaze. Înainte de ardere, în admisie și comprimare, amestecul este format din aer, gaze reziduale (gaze arse rămase din ciclul anterior) și vapori de combustibil și se numește amestec inițial.
Ca urmare, la începutul arderii în cilindru se află νai kmoli amestec inițial:
(6.48.)
Reacțiile chimice de ardere nu conservă întotdeauna numărul de kmoli de substanță inițială νi. Diferența νf – νi = Δν se numește variație molară.
Întrucât combustibilii lichizi sunt alcătuiți din hidrocarburi care au n>4 rezultă că arderea în motoare se desfășoară cu dilatație molară. Pentru calculul arderii în motor este comod să se determine coeficientul chimic de variație molară μc care pentru un coeficient de exces de aer λ=1,3 se calculează cu relația:
(6.49.)
La sfârșitul arderii fluidul motor este format din gaze de ardere, iar în cilindru se află νga kmoli gaze de ardere.
(6.50.)
Ținând seama de gazele reziduale, se definește coeficientul total de variație molară, prin raportul:
(6.51.)
care diferă neînsemnat față de μc.
În cazul MAC-ului, unde întotdeauna λ>1, arderea combustibilului se consideră completă, combustibilul degajând prin ardere intrega lui putere calorică inferioară Qi.
Calitatea unui combustibil se mai apreciază și prin puterea calorifică a amestecului – Qiam care reprezintă raportul dintre puterea calorifică inferioară a combustibilului și masa de fluid proaspăt ce revine la un kg de combustibil. Deci:
(6.52.)
Căldura disponibilă care se transformă în lucru mecanic și energie internă, va fi:
·41.850=36.409,5 (6.53.)
După cum s-a mai arătat, arderea începe cu o întârziere Δαd față de momentul declanșării injecției (punctul c'=i):
(6.54.)
În această perioadă, numită întârziere la aprindere, pistonul parcurge un spațiu Xp dat de relația 6.29 în care se înlocuiește α cu Δαd, iar durata în secunde a întârzierii se determină cu relația:
(6.55.)
Admițând că în faza de ardere rapidă (d la y), presiunea în punctele c și y este definită de viteza medie de creștere a presiunii, rezultă:
(6.56.)
Pentru determinarea py se folosește următoarea relație, care definește raportul de creștere a presiunii în timpul arderii:
(6.57.)
Se poate calcula acum αy:
(6.58.)
Rapoartele de volum în timpul arderii se determină cu relațiile:
(6.59.)
(6.60.)
unde: Vd,Vy sunt calculate cu relația 6.30. (tabelar în Excel).
Variația presiunii între punctele d–c și c-y reprezintă evoluții politrope de exponenți și mdc si mcy.
(6.61.)
(6.62.)
Din ecuația politropei, rezultă temperatura gazelor în punctul c:
(6.63.)
iar temperatura în punctul y se determină din relația:
(6.64.)
În faza arderii rapide, de la d la y, se eliberează căldura de reacție care, pe baza relațiilor ce definesc variația energiei interne și lucrul mecanic, se calculează cu relația:
(6.65.)
unde:
(6.66.)
(6.67.)
T0=273 [K]
reprezintă căldurile specifice medii la V=ct pentru gazele arse, respectiv pentru amestecul inițial în cazul MAC-ului.
Fracțiunea din Qu care intra în reacție în faza d-y este:
(6.68.)
Restul, (1-ξv) arde în faza finală y-t. Căldura de reacție se împarte la rândul ei în două fracțiuni și anume, fracțiunea ξp care arde izobar și fracțiunea 1-ξp care arde izoterm, adică:
(6.69.)
(6.70.)
de unde rezultă că Ty’=1800 [K].
După determinarea lui Ty’ , se scriu ecuațiile de stare în punctele y și y’:
(6.71.)
(6.72.)
și prin împărțire se obține:
(6.73.)
(6.74.)
Pentru evoluția izotermă rezultă:
relație care permite determinarea raportului δy’t :
(6.75.)
iar:
(6.76.)
Unghiurile făcute de manivelă, corespunzător sfârșitului arderii izobare (punctul y’), respectiv sfârșitul arderii izoterme (punctul t) pot fi determinate cu relațiile:
(6.77.)
n urma studiului soluțiilor similare, se adoptă 𝞪y’=373 RAC.
(6.78.)
unde a=0,9.
Parametrii punctului t sunt Tt = Ty’, iar:
(6.79.)
Întinderea fazei de ardere rapidă în °RAC, respectiv în secunde, se poate determina cu relațiile:
(6.80.)
(6.81.)
Viteza medie de ardere, în faza arderii rapide este:
(6.82.)
Întinderea arderii moderate în °RAC, respectiv secunde este:
(6.83.)
(6.84.)
Viteza medie de ardere în faza arderii moderate este dată de relația:
(6.85.)
În tabelul 6.5. sunt prezentate punctele caracteristice cu parametrii acestora, până la sfărșitul procesului de ardere.
Tabelul 6.5.Puncte caracteristice
6.4.Calculul procesului de destindere
Procesul de destindere reprezintă partea din ciclul motor în care se produce fracțiunea principală din lucrul mecanic disponibil (lucrul mecanic se produce parțial și înainte de începutul procesului de destindere, în ardere și după procesul de destindere, în perioada evacuării libere). În timpul arderii, fluidul motor acumulează energie internă, prin creșterea de temperatură, iar după încheierea arderii cedează o parte din energia internă în procesul de destindere, sub formă de lucru mecanic al pistonului. În destindere, compoziția și masa fluidului motor rămân practic invariabile.
Figura 6.9.Procesul de destindere
Intervalul de timp în care se desfășoară destinderea este cuprins între momentul încetării arderii (fig.6.9.) – punctul t din ciclu – și momentul deschiderii supapei de evacuare (punctul u’) ; în ciclul teoretic destinderea se prelungește până la p.m.i. – punctul u.
Calculul procesului de destindere presupune determinarea mărimilor de stare ale gazelor în punctele u’ și u, calculul prin puncte ale curbei de destindere (t-u), precum și durata procesului de destindere în °RAC, s (ms) și mm cursa piston.
Pentru calculul procesului de destindere este necesar ca, inițial să se adopte:
– exponentul politropic al destinderii, nd=1,37;
– avansul la deschiderea supapei de evacuare, ADE=70°RAC.
De la calculul arderii se cunosc parametrii de stare ai gazelor la sfârșitul arderii (punctul t).
În momentul deschiderii supapei de evacuare (punctul u’), unghiul de rotație al manivelei arborelui cotit este:
(6.86.)
Pe intervalul w-DSE se aplică ecuația politropei, cu exponentul politropic adoptat:
(6.87.)
(6.88.)
Pe intervalul DSE-u presiunea este în scădere, ajungând în punctul u egală cu presiunea din punctul g.
Intinderea procesului de destindere in °RAC si in s se determină cu următoarele relații:
(6.89.)
(6.90.)
În tabelul 6.6. sunt sintetizate rezultatele cu ajutorul cărora se va trasa diagrama indicată.
Tabelul 6.6.Puncte caracteristice
6.5.Calculul indicilor de perfecțiune
6.5.1.Trasarea diagramei indicate
Pe baza calculului proceselor care alcătuiesc ciclul motor se construiește diagrama indicată (figura 6.10., figura 6.11.). Ea servește pentru determinarea indicilor de perfecțiune ai ciclului (presiunea medie, randamentul și consumul indicat de combustibil) precum și calculul solicitărilor mecanice și termice din organele mecanismului motor.
Prin acțiunea gazelor asupra pistonului în interiorul cilindrului în timpul desfășurării ciclului real se dezvoltă un lucru mecanic indicat (Li) proporțional cu aria diagramei indicate.
Figura 6.10. Diagrama indicată desfășurată
Figura 6.11. Diagrama indicată nedesfășurată
6.5.2.Calculul indicilor indicați și efectivi
Parametrii indicați se determină pornind de la diagrama indicată. Diagrama se numește indicată deoarece ne este indicată prin intermediul unui senzor de presiune (cu rol de indicator).
Parametrii indicați sunt acei parametri ce se dezvoltă în cilindru și se calculează pornind de la starea gazului din cilindru.
Aria corespunzătoare diagramei de pompaj (bucla inferioară) reprezintă un lucru mecanic negativ în cazul motoarelor aspirate natural, micșorând lucrul mecanic indicat. Acest lucru mecanic de pompaj se atribuie pierderilor mecanice și se include în randamentul mecanic.
Motorul de proiectat este unul supraalimentat însă, prin urmare Li este dat de suma celor două bucle ale diagramei indicate (inferioară și superioară).
Se obține ΣLi= 740 [J].
Pentru a compara gradul de perfecțiune a proceselor reprezentate in diagrama indicată, trebuie să se definească mărimea numită presiune medie indicată:
(6.91.)
Cunoscând presiunea medie indicată, puterea indicată se determină cu relația:
(6.92.)
unde: np – turația de putere maximă a motorului [rpm];
τ=4 – numărul de timpi ai motorului.
După determinarea puterii indicate se poate determina momentul indicat al motorului:
(6.93.)
Randamentul indicat ηi reprezintă criteriul de apreciere a eficienței economice a ciclului motor și caracterizează gradul de utilizare a căldurii în cilindrii motorului ținând seama de toate pierderile termice, inclusiv de cedarea de căldură către sursa rece.
Cunoscând presiunea medie indicată, randamentul indicat se determină cu relația:
(6.94.)
în care Qdis= – căldura disponibilă.
Consumul specific indicat de combustibil ci reprezintă cantitatea de combustibil necesară pentru a dezvolta în cilindrul motorului un lucru mecanic egal cu 1kW·h și se determină cu ajutorul relației:
(6.95.)
Pentru calculul indicilor efectivi se adoptă randamentul mecanic al motorului:
ηm=0,77
Se determină mărimile efective cu relațiile:
presiunea medie efectivă:
(6.96.)
puterea efectivă:
(6.97.)
randamentul efectiv:
(6.98.)
momentul motor efectiv
(6.99.)
unde: ka=1,12 – coeficient de adaptabilitate, se adoptă, conform Racotă, R., Bădescu, N., Dumitrescu, V. –Motoare pentru autovehicule rutiere, Indrumar de proiectare- Litografia Universității din Pitești, 1990.
cosumul specific efectiv de combustibil:
(6.100.)
6.5.3.Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului
Acest calcul presupune determinarea puterii litrice, PL, a momentului litric, ML si a puterii raportate la aria totală a pistoanelor, PA.
Se utilizează următoarele relații de calcul:
(6.101.)
(6.102.)
(6.103.)
B.7.Calculul cinematic
7.1. Cinematica pistonului
7.1.1. Deplasarea pistonului
Figura 7.1.Mecanismul bielă-manivelă
Expresia deplasării momentane a pistonului (xp) față de p.m.i. este dată de relația:
(7.1.)
Deplasarea pistonului poate fi considerată suma a două funcții armonice:
(7.2.)
unde: – armonica de ordinul I;
– armonica de ordinul II.
Graficul de variație al acestei deplasări se obține prin puncte însumând cele două armonici, iar alura de variație se redă în figura 7.1..
7.1.2.Viteza pistonului
Viteza pistonului se obține din relatia:
(7.3.)
Și această expresie poate fi considerată ca o sumă de două funcții armonice, după cum urmează:
(7.4.)
unde: -armonica de ordinul I;
-armonica de ordinul II.
Viteza pistonului se anulează pentru. Întrucât soluția din paranteză este imposibilă; ramâne , adica viteza pistonului este nulă în punctele moarte. Pentru a obține viteza maximă se anulează derivata funcției wp. Rezultă o ecuație de gradul II in cosα, a cărei soluție este:
(7.5.)
Graficul de variație al vitezei se obține prin puncte, iar alura acestuia se redă în graficul 7.2.
7.1.3.Accelerația pistonului
Accelerația momentană a pistonului este dată de relația:
(7.6.)
Expresia accelerației pistonului poate fi și ea considerată ca o sumă de două funcții armonice:
(7.7.)
unde: – armonica de ordinul I;
– armonica de ordinul II.
Graficul de variație a accelerației pistonului se obține tot prin puncte, iar alura acestuia se redă în graficul 7.3.
De remarcat este faptul că alura de variație a accelerației sumare (a) este diferită, în funcție de valoarea raportului dintre raza manivelei (r) și lungimea bielei (lb) față de Λ=1/4.
Valorile extreme ale accelerației se obțin când care are loc la și. În primul caz valorile li-mită ale accelerației vor fi la α=0° și α=180°, deci în punctele moarte și sunt date de expresiile:
(7.8.)
(7.9.)
În al doilea caz punctul apare la ceea ce este valabil numai pentru mecanismele la care Λ>1/4.
Valoarea accelerației maxime apmax pentru motoarele de autovehicule se află de obicei în limitele 5000…20000 [m/s2].
7.2.Cinematica bielei
Cinematica bielei se studiază ținând seama că biela are o mișcare plan-paralelă complexă.
Mișcarea bielei se va studia în funcție de unghiul de înclinare față de axa verticală de simetrie a cilindrului (α), ale cărui valori poziționează biela în mișcare.
7.2.1.Spațiul unghiular al bielei
Expresia spațiului unghiular al bielei este:
(7.10.)
Valoarea maximă a oblicității bielei (βmax) se obține pentru valoarea maximă a funcției , adica la α=90° respectiv la α=270° astfel încât:
(7.11.)
Alura de variație a curbei se redă în graficul 7.4..
7.2.2.Viteza unghiulară a bielei
Viteza corespunzătoare a mișcării bielei în jurul punctului P va fi precizată de derivata, în raport cu timpul, a funcției care exprimă valoarea unghiului β.
(7.12.)
Viteza unghiulară a bielei înregistrează valoarea maximă atunci când dωb/dα=0. Această situație se produce în punctele moarte (α=0 și α=180), iar pentru un mecanism normal și axat, viteza unghiulară maximă a bielei este:
(7.13.)
Alura curbei de variație, se redă în graficul 7.5..
7.2.3.Accelerația unghiulară a bielei
Accelerația unghiulară a bielei poate fi determinată prin derivarea, în raport cu timpul a expresiei (7.12), care precizează viteza unghiulară a bielei:
(7.14.)
Accelerația unghiulară a bielei se anulează în punctele moarte si este maximă în pozițiile de oblicitate maximă.
Pentru un mecanism normal și axat, valoarea maximă a accelerației unghiulare a bielei este:
(7.15.)
Alura de variație a curbei se redă în graficul 7.6..
Valorile mărimilor ce definesc mișcarea pistonului și a bielei în funcție de unghiul manive-lei arborelui cotit sunt redate în tabelele 7.1. și 7.2..
Tabelul 7.1.Cinematica pistonului
Tabelul 7.2.Cinematica bielei
Figura 7.1.Deplasarea pistonului
Figura 7.2.Viteza pistonului
Figura 7.3.Accelerația pistonului
Figura 7.4.Spațiul unghiular al bielei
Figura 7.5.Viteza unghiulară a bielei
Figura 7.6.Accelerația unghiulară a bielei
B.8. Dinamica mecanismului motor
Dinamica mecanismului motor urmărește determinarea forțelor și momentelor ce acționează asupra pieselor mecanismului. Cunoașterea valorilor acestor forțe și momente, precum și a modului în care ele variază, în funcție de poziția mecanismului, este strict necesară pentru efectuarea calculelor de rezistență, precum stabilirea soluțiilor de echilibrare și de amplasare a acestuia pe fundație sau pe șasiu, pentru calculul variațiilor de torsiune a liniei de arbori acționate de motor și a vibrațiilor motorului și structurii pe care acesta este montat.
Forțele care acționează în mecanismul motor pot fi împărțite în mai multe categorii, în funcție de fenomenul fizic care le produce. Astfel se disting:
Forțele de presiune (Fp), produse de presiunea gazelor ce evoluează în cilindrul motorului;
Forțele de inerție (Fj și Fr), datorate miscării accelerate a maselor pieselor ce alcatuiesc mecanismul;
Forțele de frecare (Ff), datorate mișcării relative a pieselor ce alcătuiesc mecanismul și forțelor ce se transmit între aceste piese;
Forțele de greutate (Fg), datorate maselor pieselor și câmpului gravitațional în care acestea se află.
Forțele de frecare și cele de greutate au valori mult mai mici decât celelalte doua categorii.
Ca urmare, pentru calculele de interes practic, prezintă importanță doar forțele de presiune și forțele de inerție.
8.1 Forța de presiune a gazelor
Conform principiului lui Pascal, presiunea existentă în interiorul cilindrului se exercită uniform pe toate suprafețele. Presiunile ce se exercită pe suprafața laterală a cilindrului și pe cea a camerei de ardere practicată în chiulasa produc tensiuni și forțe ce solicită cilindrul și, respectiv, structura chiulasa-bloc-carter. Presiunea exercitată pe suprafața capului pistonului de către gazele care evoluează în cilindru determină o forță de presiune, a cărei determinare se face cu relația:
(8.1.)
unde: D=88,2 mm – alezajul cilindrului
pcil [Mpa] – presiunea gazelor din cilindru
pcart [Mpa] – presiunea gazelor din carter care lucrează la partea inferioară a capului pistonului (pcart=0,1 MPa).
Forța de presiune are o alură de variație în timp proporțională cu cea a presiunii fluidului. În ceea ce privește direcția acestei forțe ea este întotdeauna paralelă cu direcția axei cilindrului iar sensul este prezentat în figura 8.1: când FP >0 ea este orientată spre axa de rotație a arborelui cotit, iar când FP <0 este orientată spre chiulasă.
Figura 8.1.: Forța de presiune a gazelor
Calculul variației forței FP se face prin puncte. Forța de presiune precizată de relația (8.1.), aplicată asupra unei piese în mișcare (pistonul), produce lucru mecanic, permițând transformarea energiei termice a fluidului motor în energie mecanică. Ea are o aliură de variație în timp, proporțională cu cea a presiuni fluidului motor. Așadar, dacă se cunoaște variația Pcil=f(α) se poate deduce Fp=f(α).
8.2 Forțele de inerție
Forțele de inerție sunt produse de masele cu mișcare accelerată ale mecanismului bielă- manivelă și anume: grupul piston, grupul bielei și arborele cotit.
Prin definiție forța de inerție a unei mase aflate în mișcare accelerată de translație este dată de relația:
(8.2.)
Pentru simplificarea calcului dinamic se trece la un sistem de mase echivalent care să înlocuiască sistemul real al maselor în mișcare. Se consideră astfel că piesele mecanismului motor execută doar următoarele două tipuri de mișcări:
-mișcare de translație a grupului piston și a unei părți (m1) din masa bielei;
-mișcare de rotație a arborelui cotit și a celeilalte părți (m2) din masa bielei.
Forțele de inerție care acționează în mecanismul motor sunt deci de două feluri:
forțele de inerție ale maselor mj aflate în mișcare de translație (Fj);
forțele de inerție ale maselor mr aflate în mișcare de rotație (Fr).
8.2.1 Forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație
Masa care execută mișcare de translație accelerată este:
(8.3.)
unde mgp este masa grupului piston compus din piston, bolț și segmenți; masă care se consideră concentrată în axa bolțului.
(8.4.)
în care: mp – masa pistonului;
mb – masa bolțului;
mseg – masa segmenților
Masa pistonului se pote calcula cu relația:
(8.5.)
unde: – D=alezajul [dm]
– ρp =1,2 kg/dm3 – densitatea aparentă a pistonului și se adoptă conform Racotă,R., Bădescu, N., Dumitrescu, V.–Motoare pentru autovehicule rutiere, Indrumar de proiectare- Litografia Universității din Pitești, 1990, pagina 56, Tabelul 10.1.
Masa pistonului se mai poate determina și prin cântărirea piesei, sau utilizând un soft. Prin cântărirea pistonului modelat 3D în Catia V5, masa acestuia este: 0,384 kg.
Figura 8.2: Masa pistonului modelat 3D în Catia V5.
Pentru realizarea calculelor, masa rezultată în urma utilizării softului precizat, va fi cea folosită.
Masa bolțului se calculează cu relația:
(8.6.)
Pentru calculul masei bolțului se adoptă dimensiunile acestuia conform Îndrumarului astfel:
– deb=0,33 dm, diametrul exterior;
– dib =0,24 dm, diametrul interior;
– lb=0,76 dm, lungimea bolțului;
– ρOL=7,7 kg/dm3.
Astfel, masa bolțului va fi:
(8.7.)
De asemenea, masa bolțului mai poate fi determinată și utilizând softul Catia V5. Astfel s-a determinat o masă de 0,218 kg (figura 8.3), masă ce va fi utilizată în calculele ulterioare.
Figura 8.3.: Masa bolțului modelat 3D în Catia V5.
Masa segmenților se adoptă conform indicațiilor din Racotă R., Bădescu N., Dumitrescu V., Motoare pentru autovehicule rutiere, Indrumar de proiectare- Litografia Universității din Pitești, 1990, pagina 56, în domeniul mseg=20…60g => mseg=60g=0,06g.
Ca urmare masa grupului piston va fi:
(8.4’.)
Masa bielei se poate determina cunoscând că masa raportată a bielei are valori în intervalul:
(8.8.)
Se adoptă:
Rezultă:
(8.8’.)
Această masă se descompune în cele două mase: m1 concentrată în axa bolțului și care efectuează mișcare de translație și masa m2 concentrată în axa fusului maneton, care execută o mișcare de rotație (figura 8.4).
Figura 8.4.:Masa descompusă a bielei
Între cele două mase (m1 și m2 ) și masa bielei există următoarele relații:
(8.9.)
Se adoptă:
(8.9’.)
După cum s-a procedat și în cazul pieselor anterior calculate, s-a modelat biela în softul Catia V5 și astfel s-a putut determina masa acesteia (figura 8.5):
Figura 8.5.: Masa bielei modelate 3D în Catia V5.
După cum se observă Catia V5 permite și determinarea coordonatelor centrului de greutate (coordonatele Gx, Gy și Gz- figura 8.5). Cu ajutor coordonatei Gz care reprezintă înălțimea centrului de greutate s-au putut determina lungimile l1 și l2, l1 fiind chiar 43,741 mm. Masa bielei determinată în Catia V5 va fi cea utilizată în calculele ulterioare. Folosind aceleași relații ca mai sus însă valorile numerice rezultate în softul precizat am determinat masele m1 și m2 ale bielei:
m1=0,23 [kg]
m2=0,49 [kg]
În concluzie, ținând cont de cele de mai sus, se poate calcula masa pieselor în mișcare de translație:
(8.3’.)
Ca urmare, forța Fj va fi:
(8.10.)
unde ap – accelerația pistonului.
Forța Fj poate fi scrisă ca o sumă de două funcții armonice:
(8.11.)
– armonica de ordinul I
– armonica de ordinul II
Direcția acestei forțe este întotdeauna paralelă cu axa cilindrului, iar sensul este precizat în figura 8.6:
– când Fj>0 este orientată spre axa de rotație a arborelui cotit;
– când Fj<0 este orientată spre chiulasă.
Figura 8.6.Mecanismul bielă-manivelă
În figura 8.7. este prezentată caracteristica forței de presiune a gazelor, a forței de inerție a maselor în mișcare de translație, precum și a rezultantei acestora în funcție de unghiurile de rotație ale arborelui cotit (αᵒRAC) <<Fp, Fj, F=f(α)>>.
Figura 8.7. : Forțele care acționează pe axele cilindrilor
8.3.Fortele din mecanismul motor
Considerând acțiunea simultană a forței de presiune a gazelor și a forțelor de inerție se obține schema forțelor (figura 8.8.) unde se admite convenția de semn precizată în figură:
Figura 8.8. Forțele rezultante din mecanismul motor
Întrucât forțele de presiune a gazelor Fp de inerție Fj acționează ambele după direcții paralele cu axa cilindrului, ele se pot însuma algebric având rezultanta:
(8.12.)
unde Fp și Fj sunt definite de relațiile 8.1 și 8.10..
Forța F se descompune în două componente (fig.8.8. a) și anume, o componentă N, normală pe axa cilindrului:
(8.13.)
și o componenta B, de-a lungul axei bielei,
(8.14.)
Forța N aplică pistonul pe cilindru și dă naștere forței de frecare Ff, dintre piston și cilindru, care produce uzarea celor două organe. Ținând seama că (v.fig.8.8.) se obține . Pentru α=90 se obține sau (tagβ)max Λ ceea ce arată că forța normală maximă este cu atât mai mare cu cât biela este mai scurtă (Λ mai mare).
La motoarele cu biela scurtă avantajul înălțimii mai mici,și ca urmare masa mai redusă a acestora, se penalizează prin lucrul mecanic de frecare mai mare și viteza de uzare mai ridicată. Când nu există constrângeri severe pentru înălțimea motorului, se preferă soluția cu biele lungi pentru a mari durabilitatea. Se observă că Λ nu este un simplu raport cinematic, ci un factor constructiv care contribuie la unele performanțe de vârf ale motorului (masa, durabilitate, randament mecanic).
Forțele care acționează asupra fusului maneton și fusului palier se determină deplasând forța B, ca vector alunecător, în centrul fusului maneton (punctul M) și descompunând-o după două direcții (fig.8.4.a): una normală la maneton, forta Z și cealaltă tangentă la maneton, forța T.
(8.15.)
(8.16.)
În figura 8.9. este prezentată dependeța grafică dintre forțele N și B și unghiul α.
Având determinată expresia forței tangentă T, relația de determinare a momentului motor al monocilindrului este:
(8.17.)
unde r este raza manivelei.
Se observă că alura curbei de variație a lui M este identică cu a forței T, de care diferă printr-o constantă.
În figura 8.10. se prezintă diagrama forțelor Z, T , iar în 8.11. momentul motor M.
Momentul motor M se transmite roților motoare, iar momentul reactiv se transmite reazemelor motorului.
Figura 8.9.Forțele ce acționează asupra fusului maneton
8.10.Forțele ce actionează asupra fusului palier
Figura 8.11.Momentul motor al monocilindrului
În tabelul 8.1 sunt prezentate valorile ce definesc dinamica mecanismului motor pe întinderea unui ciclu de funcționare.
Tabelul 8.1.Calculele necesare determinarii dinamicii mecanismului motor
8.4 Forțele care acționează asupra fusului maneton. Diagrama polară a fusului maneton
Fusul maneton este solicitat de forța B la care se adaugă și forța centrifugă a masei m2 a bielei, forța FRb. Compunerea vectorială a lor (figura 8.12.) dă rezultanta Rfm, aplicată fusului maneton. Astfel:
(8.18.)
Dacă se însumează aceste forțe, pentru diferite poziții ale mecanismului motor ,de exemplu cu pas de 15ᵒ, pe durata unui ciclu complet,se obțin o serie de rezultante Rfm. Unind vârfurile acestor forțe cu o linie continuă se obține ceea ce se numește diagrama polară a fusului maneton.
Asadar, diagrama polară a fusului maneton reprezintă locul geometric al extremităților forțelor Rfm, rezultate prin însumarea de mai sus.
Există două metode de însumare a forțelor B și FRb în scopul obținerii diagramei polare a fusului maneton.
Metoda analitică presupune de fapt calcularea variației Rfm=f(α), iar apoi determinarea proiecțiilor acesteia într-un sistem de axe xMy în care axa My se suprapune pe axa manivelei, sensul ei pozitiv fiind de la O spre M,axa MX fiind perpendiculară pe aceasta.Punctul M este în centrul fusului maneton.
Figura 8.12: Compunerea vectorială a forțelor B și FRb
Pentru aceasta se preferă să se opereze cu componentele forței B și anume Z și T, deoarece acestea lucrează deja în două planuri perpendiculare, planurile în care se reprezintă și sistemul de axe xMy (figura 8.13.).
Figura 8.13.Sistemul de axe xMy cu componentele fortei B (Z si T)
Forțele FRb și Z se găsesc pe aceeași direcție (a axei My) dar au sensuri contrare atunci când ambele sunt pozitive.De aceea ele se pot aduna algebric și dau rezultanta:
(8.19.)
în timp ce rezultanta ce acționează dupa axa Mx este chiar componenta T. Deci:
(8.20.)
Cele două rezultante acționând în planuri perpendiculare dau rezultanta:
(8.21.)
Determinând rezultantele Rfmx și Rfmy, pentru diferite poziții ale mecanismului motor, pe parcursul unui ciclu complet, se obține o serie de rezultante Rfm la care, dacă se unesc vârfurile, rezultă diagrama polară a fusului maneton. Așadar, pentru obținerea diagramei polare a fusului maneton, este suficientă reprezentarea grafică a variației Rfmx=f(Rfmy) . Dacă se reprezintă grafic variația Rfm=f(α) se obține așa numita diagramă polară desfășurată .
În figura 8.14. este reprezentată diagrama polară a fusului maneton.
Figura 8.14. Diagrama polară a fusului maneton
8.5 Calculul momentului motor sumar și a puterii indicate
8.5.1 Alegerea configurației arborelui cotit
La motoarele cu i cilindri în linie, arborele cotit are I manivele care se dispun în jurul și de-a lungul axei arborelui cotit. Dispunerea în jurul axei de rotație stabilește poziția unghiulară relativă dintre manivele și se numește steaua manivelelor.
În ceea ce priveste numerotarea cilindrilor unui motor in linie aceasta este standardizată si ea incepe dinspre volant. Astfel un observator ce privește motorul dinspre volant va numerota cu nr.1 cilindru cel mai apropiat de acesta, urmând succesiunea logică spre partea din față a motorului (figura 8.15.).
Figura 8.15.: Numerotarea cilindrilor la motoarele în linie
Există și anumite automobile, la care numerotarea cilindrilor poate fi diferită. Ordinea de aprindere și modul în care sunt numerotați cilindrii sunt de obicei notate în cartea tehnică a automobilului.
La motoarele în 4 timpi cu număr par de cilindri în linie și cu aprinderi uniform repartizare, manivelele sunt două câte două în fază. Există mai multe posibilități de dispunere a manivelelor astfel incât să fie satisfacută regula de mai sus, exemplificându-se în figura următoare pentru cazul motorului cu 4 cilindri în linie (4L, τ=4).
Figura 8.16.: Dispunerea manivelelor pentru 4L
Fiecare dintre cele 3 variante prezintă câte două manivele în fază, însă cea mai avantajoasă soluție constructivă de arbore cotit este aceea care prezintă plan central de simetrie (PCS) – varianta c. Se numește arbore cotit cu plan central de simetrie, arborele la care manivelele în fază sunt dispuse la egală distanță față de mijlocul acestuia (arbore cotit simetric în oglindă față de mijlocul său). Așadar, soluția c este cea utilizată, celelalte fiind pur teoretice.
Pe baza celor menționate mai sus, steaua manivelelor și configurația arborelui cotit la motoarele în 4 timpi și 4 cilindri în linie este prezentată în figura 8.17., fiind soluție adoptată și pentru motorul primit prin tema de proiectare.
Figura 8.17: Motor cu 4 cilindri in linie
8.5.2 Determinarea tuturor ordinilor de aprindere posibile și alegerea uneia din acestea
Pentru poziționarea cea mai avantajoasă a “arderii pe ciclu” (care reprezintă compromisul economicitate-depoluare optim) este necesar un “avans” la aprindere(injecție), deci pistonul să se găsească spre sfârșitul cursei de comprimare puțin înainte de a ajunge la PMS. În cele ce urmează, pentru simplificare, se consideră că aprinderea se declanșează când pistonul este chiar în PMS, ceea ce nu afectează raționamentul stabilirii ordinilor de aprindere.
Pentru determinarea ordinilor de aprindere, este necesară rotirea succesivă a arborelui cotit, în total cu 720°, fiind astfel aduse pe rând pistoanele, cel puțin o dată în poziția PMS. Originea mișcării arborelui cotit, în studiul proceselor din capitolele anterioare, s-a considerat a fi cea pentru care pistonul cilindrului nr. 1 se găsește în PMS la începutul admisiei, poziție pentru care α=0. Acum, determinarea ordinilor de aprindere începe, în mod convențional, tot cu cilindrul nr. 1, considerând că pistonul din acesta se găsește tot în PMS, dar la sfârșitul cursei de comprimare (α=360°), când are loc aprinderea (scânteia electrică între electrozii bujiei la MAS sau injecția de combustibil la MAC); acest moment corespunde unghiului ζ(zeta)=0. Sunt însă posibile două cazuri, și anume:
în PMS ajunge succesiv câte un singur piston (când arborele cotit are manivelele pe direcții diferite);
în PMS ajung simultan câte două pistoane (când arborele cotit are manivelele două câte două în fază).
În primul caz pistonul care ajunge în PMS poate să se găsească fie la sfârșitul cursei de comprimare, când se produce aprinderea, fie la sfârșitul cursei de evacuare când nu e necesară aprinderea.
Pornind de la ξ=0 când pistonul 1 e la PMS, la sfârșit de comprimare, se rotește arborele aducând succesiv pistoanele în PMS și se analizează postura în care pot fi (sfârșit de comprimare sau evacuare).
Cazul în care în PMS ajung simultan câte două pistoane
Operațiunea începe la ζ=0 când pistonul cilindrului nr. 1 se găsește la PMS (fig. de mai sus). Tot în PMS se găsește însă și pistonul cilindrului nr. 4 (manivelele I și IV sunt în faza). Deoarece se urmărește o uniformizare a distribuirii în timp a curselor active (detentelor) în cilindri, nu are sens ca aprinderea să aibă loc simultan în ambii cilindri. Se consideră că aceasta are loc doar în cilindrul nr. 1 în timp ce pistonul cilindrului nr. 4 se găsește la sfârșitul cursei de evacuare. După o rotire cu 180° ajung în PMS pistoanele din cilindrii nr. 2 și nr. 3. Aprinderea poate avea loc în cilindrul 2 sau în cilindrul 3, deci se rețin ambele variante de aprindere ca posibile. Dacă aprinderea are loc în cilindrul nr. 2, atunci pistonul acestuia este la sfârșitul comprimării iar cel din cilindrul nr.3 va fi obligatoriu la sfârșitul evacuării. Dacă însă aprinderea are loc în cilindrul nr. 3 atunci pistonul acestuia va fi la sfârșitul comprimării iar pistonul cilindrului nr. 2 va fi la sfârșitul evacuării.
După încă o rotire a arborelui cotit cu 180°, adică la ζ=360°, ajung din nou în PMS pistoanele cilindrilor nr. 1 și 4. Cum în acest ciclu aprinderea a avut loc deja în cilindrul nr. 1 ( la ζ=0), rezultă că nu mai este posibilă decât aprinderea în cilindrul nr. 4 a ambelor variante.
Rotind din nou arborele cotit cu 180°, în total ζ=540°, ajung în PMS pistoanele cilindrilor nr. 2 și 3. Dacă în prima variantă a avut loc aprinderea în cilindrul nr.2, acum va avea loc aprinderea în cilindrul nr. 3, iar în varianta a 2-a va fi invers.
În fine, după încă o rotire a arborelui cotit cu 180°, la ζ=720°, ajung în PMS pistoanele cilindrilor nr.1 și 4. Aprinderea în cilindrul nr. 4 nu poate avea loc deoarece în acest ciclu ea a avut loc deja la ζ=360°;așadar va avea loc aprinderea în cilindrul nr.1 care a început un nou ciclu.
Decalajul dintre aprinderi se calculează cu formula:
(8.22.)
Criteriile care stau la baza trierii ordinilor de aprindere și selectării uneia dintre acestea sunt:
numărul de aprideri succesive la cilindri alăturați –numărul notat σ- să fie cât mai mic prin aceasta se evită încărcarea lagărelor paliere ale arborelui cotit situate între cilindrii în care au loc aprinderile succesive ;
aprinderile să fie uniform distribuite pe ciclu;
Schematizat, ordinile de aprindere posibile se prezintă sunt următoarele:
1–180ᵒ–2–180ᵒ–4–180ᵒ–3–180ᵒ–1 varianta 1, σ=2
1–180ᵒ–3–180ᵒ–4–180ᵒ–2–180ᵒ–1 varianta 2, σ=2
Conform primului criteriu se observă că motorul 4L are ambele variante posibile de aprindere cu σ=2; deci din punct de vedere dinamic variantele sunt echivalente.
Pentru motorul primit prin tema de proiectare se adoptă varianta a 2-a de lucru și anume:
1-3-4-2-1.
8.5.3 Stabilirea ordinii de lucru a cilindrilor
Având stabilită steaua manivelelor și ordinea de aprindere se poate obține ordinea de lucru a cilindrilor .
Ordinea de lucru a cilindrilor începe cu cilindrul nr. 1 , care la α=0 se gasește la începutul admisiei și deci a ciclului; admisia dureză 180ș , apoi urmează comprimarea (C) care dureză tot 180ș , iar la sfârșitul acesteia are loc aprinderea (α=360ș) marcată în tabelul de mai jos , cu semnul , destinderea (D) pe 180ș și apoi evacuarea (E) tot pe 180ș.
Figura 8.18.Ordinea de lucru a cilindrilor
8.5.4 Calculul momentului motor sumar și al puterii indicate
Momentul M este o mărime periodică, perioada acestuia ΦM fiind egală cu perioada ciclului motor Φc la motorul policilindric. Dacă motorul este în patru timpi ΦM= Φc=720șRAC, iar dacă motorul este în doi timpi ΦM= Φc=360șRAC.
Pentru a utiliza valorile obtinute și la calculul de rezistență al arborelui cotit, însumarea se face pornind de la ventilator spre flanșa de cuplare cu ambreajul pe un interval de 720ș din 15 în 15ș RAC.
Apoi, momentul motor mediu al motorului policilindric , se calculează cu relația:
(8.23.)
unde: ΣMΣ– suma valorilor momentului motor instantaneu, pe o periodă δ=Φc/i.
n- numarul acestor valori.
În figura 8.19. am reprezentat diagrama momentului motor al motorului 4L și momentul motor mediu.
Figura 8.19. Repartizarea momentului motor pe cilindrii
9.Biela
9.1. Introducere
Biela transmite forța de presiune a forțelor Fp și forța de inerție a grupului piston Fgp de la piston la arborele cotit. Împreuna cu arborele cotit, biela transformă mișcarea alternativă de translație în mișcare de rotație. Componentele bielei sunt: piciorul, ce servește la articularea cu pistonul, capul prin care se asamblează cu arborele cotit și corpul care constituie zona centrală. Capul are o parte detașabilă, numită capac, care permite prinderea cu șuruburi pe fusul maneton.
9.2.Constructia si calculul bielei
Bielele se confecționează din oțel carbon de calitate, oțeluri aliate, sau aliaje de dur-aluminiu. Pentru exemplificare vom alege o biela din material oțel OLC50 cu .
Figura 9.1. Biela
9.2.1 Calculul piciorului bielei
Dimensiunile principale ale piciorului bielei se iau orientativ conform datelor din literatura de specialitate. Ochiul bielei este solicitat la întindere de forța de inerție a ansamblului pistonului, la compresiune de forța de presiune a gazelor. Pentru a efectua calculele de rezistență se consideră piciorul bielei ca o bară curbă încastrată.
Diametrul exterior al piciorului:
De=30,538 [mm]
Diametrul interior al piciorului:
Di=19,742 [mm]
Grosimea radiala a piciorului:
h=5.398 [mm]
Masa grupului piston:
mgp=1.163 [kg]
Masa bielei:
mb=0.719 [kg]
m1=0.2253 [kg]
m2=0.4937 [kg]
Raza manetonului r=41.27 [mm]
Unghiul de incastrare ϕc=119.217°
Raportul dintre raza manivelei si lungimea bielei =0.2956
a = 18.07 mm
Figura 9.2. Piciorul bielei
Piciorul bielei este solicitat de:
-forta de inertie (Ft) a grupului piston :
(9.1.)
-forta rezultanta Fc data de forta de presiune a gazelor Fp si forta de inertie Fi' adica:
(9.2.)
unde: Fp= 75287.1 N
9.2.1.1.Solicitarea la întindere
Pentru stabilirea schemei de calcul se fac urmatoarele ipoteze:
-se considera ca forta Fi se distribuie uniform pe jumatatea superioara a piciorului bielei, de-a lungul diametrului mediu;
-se schematizeaza piciorul bielei sub forma unei bare curbe, cu sectiunea dreptunghiulara constanta, incastrata in zona de racordare dintre picior si corp.
Figura 9.3.Schematizarea piciorului bielei sub forma unei bare curbe
Raza medie a piciorului bielei :
(9.3)
Pe baza primei ipoteze se determina expresia sarcinii uniform distribuite:
(9.4)
Avand in vedere simetria barei, a legaturilor si a incarcarii fata de axa bielei, se ia in studiu jumatate din bara. In sectiunea de simetrie apar eforturile static nedeterminate N0 si M0. Se ridica nedeterminarea si rezulta expresiile eforturilor N0 si M0.
(9.5)
Momentul încovoietor și forța normală în secțiunea de încastrare sunt:
(9.6)
Tensiunile în secțiunea de încastrare în fibra interioară și exterioară sunt: (9.7.)
In cazul în care nu există bucșă în piciorul bielei k=1
Figura 9.4. Solicitarea la întindere a piciorului bielei
9.2.1.2.Solicitarea de compresiune
Piciorul bielei, așa cum s-a precizat este solicitat și la compresiune de forța Fc.
Tabelul 9.1. Valorile relative ale lui N'0 si M'0
Conform tabelului 1: (9.8)
(9.9)
Eforturile de compresiune în piciorul bielei vor fi:
(9.10)
Figura 9.5. Solicitarea la compresiune a piciorului bielei
9.2.1.3.Calculul deformației
Deformația produsă piciorului bielei sub acțiunea forței de inerție se determină astfel:
EOL=2.1•10^5 MPa
(9.11)
Figura 9.6. Deformația piciorului bielei
9.2.2 Calculul corpului bielei
Corpul bielei este solicitat la întindere, compresiune și flambaj.
9.2.2.1.Solicitarea la întindere si compresiune
Efortul unitar de întindere se calculează astfel:
mj=mgp+m1
mj=1.163+0.2253=1.3833 kg
(9.12)
A=21000 mm2
Efortul unitar de intindere este:
(9.13)
Efortul unitar de compresiune se calculează astfel:
(9.14)
9.2.2.2.Solicitarea la flambaj
Figura 9.7. Solicitarea la flambaj
l=139.6 [mm]
Eforturile la flambaj în cele două plane sunt aproximativ egale pentru dimensiuni ale secțiunilor judicios alese . Considerând corpul bielei ca o bară articulată la capete eforturile de flambaj sunt:
(9.15)
9.2.2.3.Calculul coeficientului de siguranta
(9.16)
Tensiunea medie (9.17)
Amplititudinea tensiunii (9.18)
(9.19)
(9.20)
(9.21)
k=1
=0.95
=0.85
(9.22)
Coeficientul de siguranta este:
(9.23)
9.3.Procesului tehnologic de fabricare
9.3.1 Descrierea tehnologică
Biela este organul mecanismului motor care transmite forța de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit și servește la transformarea mișcării alternative de translație a pistonului în mișcarea de rotație a arborelui cotit. Biela este compusă din trei părți: partea articulată cu bolțul se numește piciorul bielei; partea articulată cu manetonul arborelui cotit se numește capul bielei; partea centrală se numește corpul bielei.
Corpul bielei
Solicitarea corpului la flambaj este posibilă în două planuri ale bielei: în planul de mișcare (planul de oscilație) în care biela se consideră articulată și într-un plan normal în care biela se consideră încastrată (planul de încastrare sau planul arborelui). Se știe că solicitarea la flambaj a unei bare este de patru ori mai mare în planul de oscilație decât în planul de încastare.
O asemenea condiție poate fi satisfăcută numai dacă secțiunea transversală a corpului bielei este de forma unui dublu T cu tălpile paralele cu planul de încastrare.
Corpul bielei cu profil dublu T se forjează în matriță. Forjarea unei biele lungi cu profil dublu T, constituie o problemă dificilă, din care cauză secțiunii transversale a corpului I se atribuie o formă circulară (d); biela în profil dublu T, fiind o construcție mai rigidă, reprezintă soluția cea mai răspândită la motoarele de autovehicule.
Fig. 13.2.1. Solicitarea corpului la flambaj
Materiale
Materialele folosite sunt:
oțel carbon de calitate (STAS 880-66, mărcile OLC 45X, OLC 50);
oțel aliat cu elemente de aliere: Cr, Mn, Mo,Ni (STAS 781-66, mărcile: 40C10; 41MoC11; 41VMoC17; STAS 8580-74, marca 34MoCN15AT);
aliaj ușor (duraluminiu);
fontă cu grafit nodular.
Se adoptă 40Cr11 (oțel carbon de calitate).
Rezistența de rupere la tracțiune a oțelurilor pentru bielă trebuie să fie cuprinsă între 80…105 daN/mm2.
Bielele din oțeluri aliate se lustruiesc fiind foarte sensibile la concentrarea de tensiuni. O metodă mai eficientă și economică de ridicare a rezistenței la oboseală, s-a dovedit a fi ecruisarea (durificarea bielelor cu alice).
9.3.2. Etapele principale ale procesului tehnologic
Semifabricatele pentru bielă se pot executa în două variante: în prima variantă corpul bielei și capacul se execută independent constituind două piese separate; în a doua variantă corpul și capacul bielei fac corp comun, orificiul capului bielei are o formă eliptică, urmând ca în cursul procesului tehnologic de prelucrare mecanică, să aibă loc separarea capacului.
Corpul bielei și capacul nu sunt interschimbabile, deoarece ele sunt supuse unor prelucrări definitive în stare asamblată, la fel ca și bucșele de bielă, care se prelucrează definitiv după presare.
În tabelul de mai jos se indică succesiunea principalelor operații pentru prelucrarea unui corp de bielă forjate făcând corp comun cu capacul, având plan de separație secționat înclinat.
Tabelul 13.1.Succesiunea principalelor operații pentru prelucrarea unui corp de bielă
În cadrul tuturor etapelor de prelucrare un rol însemnat îl au oparațiile de control tehnic de calitate intermediar și final, în cadrul procesului, fiind precizate puncte de control dotate cu dispozitive și aparate speciale de verificare.
9.3.3. Itinerarul tehnologic
Itinerarul tehnologic cuprinde pentru operațiile stabilite anterior o împărțire a acestora în principalele lor faze. Astfel acesta va fi:
rectificarea simultană a suprafețelor plane:
tratament termic;
prinderea bielei în mașina de rectificat plan cu platou magnetic;
frezarea simultană a fețelor frontale ale capului bielei;
frezarea simultană a fețelor frontale ale piciorului bielei;
rectificarea plană a fețelor frontale ale capului și piciorului bielei pe o parte;
rectificarea plană a fețelor frontale ale capului și piciorului bielei pe partea opusă;
desprinderea bielei din mașina de rectificat.
demagnetizarea:
prinderea în dispozitivul de demagnetizare cu bandă;
realizarea demagnetizării;
desprinderea din dispozitiv;
prelucrarea alezajului din picior prin burghiere-alezare:
prinderea în agregatul de găurit;
relizarea găurii cu ajutorul burghiului;
realizarea alezării cu mașina de alezat;
desprinderea din agregat;
retezarea capacului de bielă de corpul acesteia:
prinderea piesei în agregatul de retezat cu disc;
realizarea retezării și îndepărtării capacului de corpul bielei;
desprinderea din agregat;
rectificarea simultană a suprafeței de îmbinare (dintre corp și capac):
prinderea corpului de bielă în mașina de rectificat plan;
rectificarea suprafeței de îmbinare;
desprinderea din mașina de rectificat;
prima strunjire a alezajului din capul bielei:
prinderea corpului bielei în strungul paralel;
realizarea strunjirii;
desprinderea din strung;
executarea găurilor pentru șuruburi în corpul bielei:
prinderea corpului bielei în mașina de găurit cu cap multiaxe;
realizarea găurilor cu ajutorul burghiului;
desprinderea corpului bielei din mașină;
filetarea găurilor pentru șuruburi din corpul bielei:
prinderea corpului bielei în mașina de filetat;
realizarea filetului cu ajutorul unei filiere;
desprinderea din mașina de filetat;
controlul intermediar al corpului bielei:
se face cu aparatură de control.
9.4.Fișa film
9.5.Concluzii
Pentru biela studiată au fost efectuate analize atât asupra piciorului bielei, cât și asupra corpului bielei.
În cazul piciorului bielei, tensiunile în secțiunea de încastrare au rezultat σe =370 [MPa] și σi=-451 [MPa], eforturile de compresiune σe=122 [MPa] și σi=-145 [MPa], iar deformația produsă piciorului bielei sub acțiunea forței de inerție, δ=1,622 [μm].
Pentru corpul bielei, efortul unitar de întindere a rezultat σt=0,36 [MPa], efortul unitar de compresie σc=3,26 [MPa], efortul la flambaj σf=3,58 [MPa], cu un coeficient de siguranță c=1,41.
10. Raport de stagiu: Îmbunătățirea procesului tehnologic de fabricare a cablajelor prin optimizarea procesului de producție
10.1. Introducere
Cablajul auto este format din totalitatea cablurilor ce realizează legăturile electrice între aparatele și dispozitivele electrice, și/sau electronice montate pe automobil ceea ce asigură funcționarea motorului și a celorlalte sisteme ale automobilului. Cablajele auto au următoarele funcții generale:
Transferul de energie electrică spre instrumentele funcționale specifice;
Transferul informațiilor între instrumentele funcționale specifice și calculatorul vehiculului.
10.2.Procesul tehnologic de fabricare al unui cablaj auto
Procesul de asamblare al cablajului auto cuprinde mai multe etape: aprovizionarea cu componente, debitarea, sertizarea, pregătirea, asamblarea, condiționarea sau ambalarea și livrarea către client.
1.Aprovizionarea cu fire/componente cuprinde 5 etape:
Livrarea componentelor de la furnizori către firma Leoni;
Recepția componentelor;
Controlul calitativ al componentelor, control care se face vizual;
Transportul componentelor către asamblare se realizează cu ajutorul operatorilor de la micul tren cu cărucioare;
Depozitarea componentelor.
2. Debitarea este operația prin care firele sunt tăiate în fucție de comanda primită. Aceasta se efectuează pe mașini cu comandă numerică (KOMAX).
3.Sertizarea se realizează automat sau manual pe mașinile de debitare cu ajutorul preselor și reprezintă operațiunea de aplicare și strângere a unui terminal pe fir.
4.Pregatirea firelor, care se realizeaza dupa sertizarea acestora, prin:
Sudura prin ultrasunete- Firele sunt lipite între ele (sudate) pe mașina de sudură la o frecvență foarte mare.
Protecția cu bandă adezivă și tub adeziv- sudurile sunt protejate cu bandă adezivă pentru a nu exista riscul de scurt circuit, de asemenea și cu tub adeziv care asigură etanșeitatea firelor.
5.Asamblarea cablajului se realizează pe linii de asamblare dinamice.
Principalele operații care se execută în procesul de asamblare sunt:
Inserarea firelor în conectori se face realizând gestul Împinge- Trage- Împinge, pentru a se asigură înclichetarea;
Matisarea este operația de acoperire a firelor cu bandă care permite fixarea cablajului pe autovehicul și care protejează firele de diferiți factori: ulei, praf, apă și temperaturi deosebite.
Matisările pot fi: discontinuă (rară), continuă (deasă), matisare noduri, spoturi. Banda de matisare poate fi de mai multe tipuri: bandă PVC, bandă COTTON, bandă POLY T4, bandă SCARPA, bandă PVC albă.
-Matisarea discontinuă, fig.10.1. este tipul de matisare în care firele nu sunt acoperite în totalitate, partea neacoperită reprezentând o treime din lățimea benzii de matisat.
Figura 10.1.Matisare discontinue
-Matisarea continuă, fig.10.2. este tipul de matisare în care tronsonul cablajului este acoperit în totalitate. Operația de matisare se execută începând dinspre conectori spre tronsonul principal al cablajului.
Figura 10.2.Matisare continuă
-Matisarea nodurilor, figura 10.3., reprezintă acoperirea firelor dintr-o intersecție de două sau mai multe ramuri. Fiecare tip de nod are reguli specifice de realizare.
Figura 10.3.Matisarea nodurilor
-Matisarea spoturilor, fig.10.4., se realizează cu 2 tipuri de bandă:
cu bandă de culoare neagră care este folosită pentru imobilizarea firelor simple;
cu bandă albă care se folosește pentru a realiza marcaje pe cablaj.
Figura 10.4.Matisarea spoturilor
6. Condiționarea (împachetarea) cablajului precum și așezarea acestuia în cutie este realizată conform cerințelor clientului.
Figura 10.5.Conditionarea cablajului
7. Ultima etapă este Livrarea, adică predarea cablajului finit către client.
10.3.Studiu de caz-Procesul de fabricare al cablajelor auto la compania
S.C. LEONI WIRING SYSTEMS S.R.L.
Un cablaj este un set de fire care realizează legătura între diferitele componente utilizate pentru funcțiile electrice și electronice ale unui automobile.
Componentele cablajelor auto: fire, terminali, suduri, manșoane, conectori, banda (matisare/acoperire fire), tuburi (twistub), burduf, tub GAB, agrafe.
Firul – este un conductor electric tăiat la o lungime cerută, dezizolat la capete, de izolația PVC, și poate avea atașat pe partea dezizolată un terminal metalic cu sau fără garnitură de cauciuc numită seal.
Conector – dispozitivul care asigură legătura dinspre fire și un instrument de pe mașină, și legătura dintre diferite cablaje.
Elementele terminale – este partea metalică aplicată pe un fir care are rolul de a face contact electric între două piese ale unui circuit electric cu ajutorul conductorului.
Tuburile, colierele, manșoanele – colierele fixează și mențin cablajul într-o anumită formă pe automobile iar tuburile și manșoanele protejază cablajul în mediul său.
Sudura – mai multe fire sunt conectate la același potențial electric. Avem două tipuri de sudură: în linie și laterală. Cea mai folosită sudură este în linie.
Seal-ul – este o garnitură de cauciuc care se poziționează pe fir. Este inserat pe fir automat de mașinile COMAX sau manual de către personalul din această zonă.
Cablajul de Volet este de două tipuri:
Cu fire verzi;
Cu fire albe ( se mai numesc și suple).
Cablajul de Volet cu fire verzi se împarte în două referințe (4524651_10, 4524652_10) și este alcătuit din 5 fire verzi, o sudură cu 8 fire verzi și 3 fire de altă culoare. Deoarece avem multe fire de culoare verde sunt numite referinte cu fire verzi. Aceste fire verzi sunt formate din 7 lițe.
Cablajul de Volet cu fire albe se împarte în două referințe (228576_05, 228585_05) și este alcătuit din 10 fire albe, 1 fir mariaj de altă culoare,1 torsadat de alta culoare și o sudură cu 8 fire verzi. Din acest motiv se numesc referințe cu fire albe/suple. Firele sunt alcătuite din 16 lițe motiv pentru care sunt mai flexibile.
Conectorii sunt de doua tipuri: etanși și non-etanși.
Conectorii etanși sunt prevăzuți cu garnitură în interior pentru a prevenii trecerea apei, uleiului, prafului, etc.
Cei non-etanși sunt conectori normali care sunt montați pe mașină în zone în care nu pătrunde apa, praful, uleiul, etc.
Banda de matisat poate fi de mai multe tipuri:
Bandă cotton;
Bandă PVC;
Bandă Poly T4;
Bandă scapa;
Feutrină.
Prin matisare se urmareste izolarea firelor in vederea protejarii a acestora.
Tuburile se împart în: twuistub și tub GAB.
Tubul GAB ne ajută la reducerea zgomotului iar pentru etanșeitate avem burduful și conectorii etanși. Acești conectori au în interiorul lor o garnitură (gel) ce nu permite să intre praf, apă, ulei, etc.
Agrafele sau colierele au rolul de fixare a cablajului pe caroseria mașinii.
10.3.1.Analiza posturilor procesului tehnologic de producție
În urma analizelor făcute după prelevarea cronometrărilor în scopul reducerii timpului de realizare al cablajelor auto și creșterea numărului de cablaje, am identificat postul de lucru 20 ca fiind post blocant pe toate referințele. În urma discuțiilor avute cu operatorii, referitoare la faptul că LAD-ul (Linia de Asamblare Dinamică) era în permanență oprit datorită neefectuării operațiilor postului de lucru, am constatat faptul că operațiile din postul respectiv erau mult prea multe pentru efectuarea acestora în ritmul atribuțiilor celolalte posturi de lucru.
Astfel, prin vizualizarea cronometrărilor efectuate întregii linii de producție, pe mai multe referințe, s-a constatat faptul că postul 20 avea, în medie, o întârziere de neefectuare a postului de lucru cu aproximativ 10 secunde, ceea ce conducea în permanență la oprirea liniei de producție de către operator.
Având în vedere cele anterior menționate, “Diagrama cycle time” avea următoarea alură:
Figura 3.1. “Diagrama Cycle Time” în faza inițială
(sursa:”Diagrama Cycle Time”, Leoni)
10.3.2.Optimizarea procesului de producție
Ideea de îmbunătățire propusă de mine în cadrul unei ședinte a fost eliminarea postului blocant, respectiv a postului 20, datorită multiplelor operații din post, în scopul optimizării procesului și creșterea numărului de cablaje. Propunerea făcută de mine a fost acceptată, împărțirea operațiilor din postul respectiv făcându-se aleatoriu. Astfel, firele și sudurile care se introduceau în postul respectiv, au devenit operațiile posturilor cu un timp de lucru mai mic comparativ cu timpul de mișcare al liniei de asamblare.
Operațiile postului 20 erau urmatoarele:
Figura 3.2. Modul operator pentru postul 20
(sursa:”Mod operator”, Leoni)
-inserarea firului 6008F;
-inserarea torsadatului 655B/656B;
-inserarea torsadatului 7560A/7563A;
-inserarea firului AE07B/AE17A
-inserarea torsadatului 84T2/84T3;
-inserarea torsadatului 84H2C/84H3C;
-inserarea firelor AE36B, AE36D, AE36E si AE36C;
-inserarea torsadatului 84J2C/84J3C.
Se observă că în postul 20 operatorul avea de introdus în total 6 fire simple și 5 torsadate, durând aproximativ 220 de secunde, deși linia de lucru era setată la 210 secunde. Împartirea s-a făcut în funcție de timpul total al operațiilor celorlate posturi, astfel:
1.Prima operație a fost mutată în postul 21, reprezentând firul 6008F, având culoarea albastră și o lungime de 750 [mm]. Timpul de lucru în acel post era de 197 de secunde, urmând ca după mutarea operației în acel post, timpul total să fie de 208 secunde.
Figura 3.4. Modul operator pentru postul 21
(sursa:”Mod operator”, Leoni)
2.A doua operație, inserarea torsadatului 655B/656B, a fost atribuită postului 22, timpul de efectuare al postului crescând astfel de la 194 de secunde la 206 secunde.
Figura 3.4. Modul operator pentru postul 22
(sursa:”Mod operator”, Leoni)
3.A treia și a șasea operație au fost mutate în postul 18, respectiv două torsadate, Astfel, timpul de lucru pentru acel post a crescut de la 183 de secunde la 205 secunde.
Figura 3.5. Modul operator pentru postul 18
(sursa:”Mod operator”, Leoni)
4.Inserarea firului AE07B/AE17A, reprezentând a patra operație din post, a fost atribuită postului numărul 12, unde timpul efectiv de realizare al postului a ajuns la 207 secunde, față de 199, cât era inițial.
Figura 3.6. Modul operator pentru postul 12
(sursa:”Mod operator”, Leoni)
5. Cea de-a cincea operație a postului 20, respectiv inserarea torsadatului 84T2/84T3, a fost mutată în postul numărul 10, ajungând astfel la un timp de 209 secunde, față de 202 secunde, cât era inițial.
Figura 3.7. Modul operator pentru postul 10
(sursa:”Mod operator”, Leoni)
6. Inserarea firului albastru AE36B în caseta neagră ICV5B a fost înmânată postului 15, unde timpul de efectuare al postului a crescut cu 5 secunde, ajungând astfel la totalul de 203 secunde.
Figura 3.8. Modul operator pentru postul 15
(sursa:”Mod operator”, Leoni)
7.Firele AE36D si AE36E au fost mutate în postul 11, respectiv operațiile 8 si 9, ajungând la 204 secunde, față de 193, câte erau înainte.
Figura 3.9. Modul operator pentru postul 11
(sursa:”Mod operator”, Leoni)
8.Firul AE36C a fost mutat din postul 20 în postul 9, timpul de efectuare al postului de lucru crescând astfel de la 196 de secunde la 203 secunde.
Figura 3.10. Modul operator pentru postul 9
(sursa:”Mod operator”, Leoni)
9.Ultima operație din post, respectiv introducerea torsadatului 84J2C/84J3C a fost atribuită postului numarul 3, post în care timpul de efectuare al postului de lucru era, la începul, de 191 de secunde, iar după mutarea torsadatului în acest post, timpul de lucru a devenit 200 de secunde.
Figura 3.11. Modul operator pentru postul 3
(sursa:”Mod operator”, Leoni)
10.3.3.Rezultate
După distribuirea operațiilor postului desființat în posturile cu un timp mai mic de efectuare a sarcinilor, “Diagrama cycle time” se prezintă astfel:
Figura 3.12. “Diagrama cycle time” după desființarea postului 20
(sursa:”Diagrama Cycle Time”, Leoni)
După eliminarea postului blocant a scăzut timpul de realizare al unui cablaj cu 10 secunde, ceea ce a dus la creșterea numărului de cablaje pe un schimb cu 7 cablaje.
Varianta îmbunatațirii postului obstacol efectuată de mine în cadrul departamentului Producție a fost implimentată în cadrul firmei Leoni.
Implimentarea variantei îmbunătățite a condus la:
reducerea timpului de pornire al LAD-ului de la 220 secunde la 210 secunde;
creșterea numărulului de cablaje de la 122 la 129, adică 7 de cablaje/ schimb;
creșterea câștigulului financiar.
Eliminarea postului blocant a condus la optimizarea proceselui și cresterea numărului de cablaje, respectiv s-a îmbunătățit din punct de vedere eficiență și s-au eliminat pierederile:
– defecte;
– creștere număr de cablaje;
– mișcări inutile.
-formarea unei noi linii de producție cu operatorii posturilor desființate.
Contribuțiile mele la realizarea raportului de stagiu au fost :
-întocmirea studiului bibliografic privind procesele de producție si noțiunile despre cablaje;
-analiza posturilor din linia de asamblare;
-cronometrarea liniei de asamblare înainte și după îmbunătățirea postului obstacol;
-realizarea modurilor operatoare pentru aplicarea modificarilor;
-analiza pierderilor din postul obstacol;
-eliminarea postului blocant;
-calculul timpului de realizare al unui cablaj înainte și după eliminarea postului blocant;
10.4. Concluzii și perspective
Activitatea desfășurată de mine în cadrul firmei S.C. LEONI WIRING SYSTEMS S.R.L. m-a condus la realizarea acestui proiect de stagiu în cadrul căruia am avut ocazia să mă dezvolt profesional prin cultura organizațională a firmei și prin mijloacele și metodele de formare practică.
Am aplicat noțiunile teoretice și practice acumulate pe parcursul studiilor universitare.
Propunerea făcută de mine a fost implementată cu succes în cadrul firmei.
Rezultatele acestei activități mi-au dat încredere în cunosțiintele avute și capacitatea de a mă adapta în mediul industrial, ceea ce mă face să cred că voi face față provocărilor în viitor.
Rezultatele obținute au fost apreciate de angajații departamentului Producție PSA din care fac parte, iar drept recompensă pentru ideea de îmbunătățire a procesului tehnologic de fabricare, acestia mi-au facut o ofertă de angajare în departamentul respectiv.
BIBLIOGRAFIE
Anghel, D., Iordache, M., Dobrescu, I., Rizea, A., Iacomi, D., și alții, 2010, E.D.P., Ele-mente specifice proceselor de fabricație pentru piesele de automobil;
Cristea, D. ,1999, E.D.P., Sisteme speciale ale automobilelor și motoarelor;
Ghionea, I., 2007, Editura BREN, București – Proiectare asistată în CatiaV5, elemente teoretice și aplicații;
Grünwald, B., – Teoria, calculul si constructia motoarelor pentru autovehicule rutiere, Bucuresti, E.D.P.,1980;
Ivan, Fl. – Notițe de curs din anul universitar 2016-2017;
Macarie, T. – Notițe de curs din anul universitar 2016-2017;
Nicolae, V., Crivac, Ghe., Gheorghișor, M., 1999, Altelierul de multiplicare al Univer-sității din Pitești – Combustibili, lubrifianți și materiale speciale pentru automobile;
Nicolae, V., Ilie, S., Crivac, Ghe. – Lucrări de laborator și notițe de curs din anii uni-versitari 2016-2017, 2017-2018;
Popa. N., Onescu, C. – Organe de mașini – Editura Pământul, Pitești, 2007
Racotă R., 2006, Editura Universității din Pitești – Calculul și construcția motoarelor pen-tru automobile;
Racotă, R. – Notițe de curs din anul universitar 2016-2017;
Racotă,R., Badescu,N., Dumitrescu,V., 1990, Litografia Universității din Pitești – Motoa-re pentru autovehicule rutiere, Îndrumar de proiectare;
Tabacu, Ș., Tabacu, I., Macarie, T., Neagu, E., I., 2004, E.D.P. – Dinamica autovehi-culelor: Îndrumar de proiectare;
Taraza, D., 1985, Bucuresti, E.D.P., – Dinamica motoarelor cu ardere internă;
Vieru, I. – Notițe de curs din anii universitari 2016-2017, 2017-2018;
***Standarde române SR-ISO;
***Analiză de variabilitate, LEONI WSP, 2017;
***Mod operator, LEONI WSP, 2017;
***Diagrama Cycle Time, LEONI WSP, 2017.
Webgrafie:
www.auto-data.net/ro/
http://gaia.anex-tech.fr/
www.carfolio.com
www.scritube.com
www.google.com
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: Paula CRAINIC, LEONI Wiring Systems [308009] (ID: 308009)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.