Proiect Diploma Dacian Ar 2016 [311451]

CUPRINS

CAPITOLUL 1 ELEMENTE DE DINAMICA AUTOVEHICULELOR

1.1. CONSTRUCȚII SIMILARE DE AUTOVEHICULE.EVIDENȚIEREA CARACTERISTICILOR CONSTRUCTIVE SI DE UTILIZARE.

[anonimizat], ce precizează anumite particularități legate de performanțele și destinația acesteia. Este necesar într-o primă etapă să se obțină cât mai mare varietate de soluții constructive deja existente având caracteristici asemănătoare cu cele ale autovehiculului de proiectat.[anonimizat] a [anonimizat], [anonimizat], tipul suspensiei.

[anonimizat]-o primă fază prin compararea unor date absolut necesare pentru calculul de predimensionare cum ar fi: [anonimizat], [anonimizat], alegerea roților și determinarea razei de rulare.

[anonimizat] o greutate utilă de aproximativ 900 daN și cu valori ale vitezei maxime apropiate de valoarea de 150 km/h, sunt prezentate in tabelul 1.1.

[anonimizat], [anonimizat] a motorului, valori ce îmi servesc la determinarea parametrilor constructivi ai motorului [1], [3], [4]

1.2.COMPUNEREA SI ORGANIZAREA GENERALĂ A AUTOVEHICULULUI

1.2.1. [anonimizat]: motorul, transmisia, [anonimizat], caroseria și instalatiile auxiliare.

Motorul este sursa principala energetică a automobilui,transformând energia mecanică necesară deplasării automobilului. Amplasarea motorului influentează construcția generală a [anonimizat], în partea de mijloc sau în spate la unele autobuze și automobile și între cabină și caroserie la unele autocamioane.

În ceea ce privește organizarea transmisiei soluția aleasă este motor amplasat în față și transmisie pe puntea față soluție întâlnită la majoritatea automobilelor de concepție modernă. Ea permite cea mai bună utilizare a volumului total al caroseriei asigurând totodată fară construcțiii speciale o bună manevrabilitate si stabilitate pe traiectorie datorită componentului constructiv subvirator ce este autostabilizat pe traiectorie rectilinie. Raportul dintre volumul total si volumul util al automobilului are valoarea cea mai ridicată la aceasta soluție.

Solutia totul față mai prezintă avantajele:

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

-permite realizarea unui portbagaj spațios;

-pericolul de incendiu este redus rezervorul fiind amplasat pe consola spate;

-efectul ciocnirilor frontale este mai redus asupra pasagerilor deoarece energia de impact este absorbită de grupul motor si de transmisie;

-stabilitate ridicată în viraje;

-sistemul de frânare este simplificat.

Dezavantajele soluției:

-se micșorează greutatea aderentă ce revine punții motoare la urcarea pantelor;

-apar complicații constructive pentru puntea față care este și punte motoare si punte directoare;

-motorul si transmisia sunt supuse la lovituri frontale;

-punțile din fațp se uzează mai rapid;

-suspensia este diferită la cele două punți.În fața suspensiei tip Mc Pherson cu bare inferioare de sigurantă cu arcuri elicoidale si bara antiruliu,iar în spate osia este o grindă rigidă rasucită cu bare de tracțiune,arcuri spirală si bara antiruliu.

1.2.2. Dimensiuni geometrice

Dimensiunile geometrice sunt arătate pe larg și în partea grafică la amenajarea interioară si generală a automobilului.

Cu notațiile:

L-ampatamentul;

BF-ecartament față;

Ba-lațime;

H-înalțime;

lf-consola față;

ls-consola spate.

Aceste mărimi sunt în milimetri și sunt prezentate in tabeleul 1.2.

1.2.3. Greutatea automobilului

Greuatatea totală a automobilului este însumarea greutății proprii Go, cu greutatea utilă Gu, greutatea proprie Go se referă la greutatea vehiculului complet echipat și alimentat fără persoane la bord. Ea depinde de categoria căreia îi aparține autovehiculul, cât și de caracteristicile constructive proprii. Având în vedere tendințele actuale de dezvoltare în domeniul autovehiculelor rutiere, în special automobile, care impun folosirea aliajelor ușoare, a maselor plastice, fibrelor de sticlă la construcția caroseriei a suprafețelor mari vitrate cu geamuri superușoare duplex sau triplex [8].

Un autoturism de oraș prin valoarea redusă a vitezei maxime și caracterizat de o manevrabilitate si maleabilitate foarte bună mai adoptă o masă proprie redusă din soluțiile similare prezentate la punctul 1.1. și anume:

Go=900 daN

Greutatea utilă este:

Gu=75×n+Gb=75×5+150=525 daN (1.1)

Greutatea totală este:

Ga=Gu+Go=525+900=1425 daN (1.2)

unde: n-numar de locuri;

Gb-greutatea bagajelor.

Repartiția greutătii pe punți:

Gf=63,1%-Go=0,63×Go=0,63×900=567 daN (1.3)

Gs=36,9%×Go=0,37×Go=0,37×900=333 daN (1.4)

unde: Gf,Gs-greutatea ce revine punții spate respectiv față.

Coordonatele centrului de greutate. Greutatea automobilului se consideră aplicată în centrul de greutate situat în plan vertical ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziția centrului de greutate se apreciază prin coordonatele „a” si „b” si inalțimea „hg”-STAS 6926-78.

Autoturismele de tipul totul față au centrul de greutate deplasat spre puntea din față.Pentru astfel de automobile se recomandă a/L=0,5.

Pentru determinarea centrului de greutate se adoptă pe baza datelor statistice valoarea hg/L, în relația următoare, relații ce dau coordonatele centrului de greutate am utilizat:

L-ampatamentul-tabelul 1.2;

Gf,Gs-greutatea ce revine punții față respectiv punții spate;

Go-greutatea proprie a automobilului [daN].

== (1.5)

(1.6)

hg=0,165×L=0,165×2470=507,55 mm (1.7)

1.2.4. Roțile automobilului

Dimensiunile roților se estimează în funcție de dimensiunile pneurilor utilizate la tipurile similare. Pneurile trebuie să satisfacă condiția de viteză maximă în funcție de greutatea ce revine fiecărei punți, de tipul, de destinația automobilului și de condițiile de exploatare.

Conform STAS 9090-80 în funcție de cele expuse anterior am adoptat anvelope în construcție radială cu următoarele caracteristici:

-mărimea anvelopei: 185 SR 14;

-diametrul exterior: D=652 mm;

-lățimea maximă a secțiunii: B=188 mm;

-presiunea de regim: p=2,2 daN/cm²;

-circumferința de rulare: 1965±2% mm;

-raza statica: rs=295 mm;

-simbolul jantei 5½J×14.

Determinarea razei de rulare a rotii:

rr=ro×λ (1.8)

unde:

λ-coeficientul de defomare al pneului;

λ=0,945-0,950 pentru pneuri de înalta presiune.

Valoarea adoptată : λ=0,945

ro-raza roții.

(1.9)

1.3. DETERMINAREA CONDITIILOR DE AUTOPROPULSARE

1.3.1. Rezistenta la rulare a aerului,a pantei si la demarare

1.3.1.1. Rezistenta la rulare

Rezistența la rulare, Rr este o forță de acțiune permanentă la rularea roților pe cale, de sens opus sensului deplasării autovehiculelor. Cauzele fizice ale acestei rezistențe la înaintare sunt deformarea cu histereză a pneului, frecări în lagărele roților (rulmenți), frecări superficiale dintre pneu și cale, deformarea căii de rulare, percuția dintre neregularitațile căii.elementele pneului, lipirea coamei pneului cu centrul de profil pe șoselele asfaltate (efectul de ventuză ).

Față de cauzele determinate rezistența la rulare depinde de un număr mare de factori, printre care semnificativi ar fi:construcția pneului, viteza de deplasare a automobilului, presiunea aerului din pneu, forțele și momentele care acționează asupra roții, acțiunea acestora neputând fi uneori separată, ceea ce sporește dificultatea determinării analitice a valorii acestei rezistențe.

În calculele de proiectare dinamică autovehicolului, rezistența la rulare, Rr este luată în considerare prin coeficientul rezistenței la rulare, definită prin relația:

(1.10)

Unde;-Rr-rezistența la rulare [daN]

Ga×cosα-componenta greutații automobilului normală pe cale.

Se recomandă utilizarea de valori medii ale coeficientului”f”valori determinate pe cale experimentală.

Tinând cont de destinația automobilului al cărui motor se va proiecta am adoptat;

-șosea cu asfalt sau beton: f=0,013;

-șosea pietruita:f=0,018;

-șosea pavată:f=0,025;

-drum cu zăpadă:f=0,019.

Valoarea medie a coeficientului rezistenței la rulare este:

f=0,019 (1.11)

Am adoptat pentru unghiul de înclinare maxim a căii valoarea: α=12˚.

Rezistența la rulare devine:

Rr=f×Ga× cosα=0.019×1425×cos12˚=26.48daN (1.12)

Puterea absorbită de rezistența la rulare este:

11,0,3kW (1.13)

1.3.1.2. Rezistența aerului

Rezistența aerului este o forță rezultată paralelă cu calea de rulare, de sens opus vitezei relative a automobilului față de aer și având un punct de aplicație numit centru de presiune.

Cauzele fizice ale rezistenței opuse de aer la înaintrea autovehiculului sunt: repartiția inegală a presiunii pe partea din față și din spate a caroseriei, frecarea dintre aer turbionarea aerului și rezistența curenților interiori de aer folosiți pentru răcirea motorului și aerisirea cabinei.

Pentru calculul rezistenței aerului se recomandă utilizarea relației:

(1.14)

unde: ρ-densitatea aerului [kg/m³], pentru condiții atmosferice standard;

ρ=101,33 ×10¯³Pa,

T=298 k;

ρ=1,225 kg/m³;

Cx-coeficientul de rezistență al aerului și se adoptă Cx=0,32;

A-aria secțiunii transversale maxime.

A=Bf×H=1453×1310=1,9 m²

V-viteza de deplasare a automobilului.

V=150Km/h=150/3,6m/s=41,6m/s.

Notând : K=ρ ×Cx=×1,225×0,32=0,196 (1.15)

K-coeficient aerodinamic.

Rezistența aerului devine:

Ra =K×A×V²=0,196×1,9×(41)²=626N=62,6[daN] (1.16)

Puterea necesară invingerii rezistenței aerului este:

62,6×41×=7,12kW (1.17)

1.3.1.3. Rezistența pantei

Rezistența pantei,Rp ,este rezultatul componentei paralele cu panta,a greutații autovehiculului.Ea este o forță rezistentă la urcarea pantei și activă la coborâre.Expresia acestei rezistențe este:

Rp=Go×sinα=1425×sin12˚=296,27~296daN (1.18).

Puterea necesară la roțile motoare pentru învingerea rezistenței la rularea pantei este:

296×10×=33,7kW (1.19)

Deoarece Rr și Rp sunt determinate de starea și caracteristicile căii de rulare,ele se grupează într-o forță rezistentă totală RΨ:

RΨ=Rr+Rp=26,48+296=322,48~322[daN] (1.20).

RΨ=Ga×Ψ

Unde: Ψ-coeficientul rezistenței totale a căii.

Ψ=f cosα+sinα=0,019×0,912+sin12=0,226 (1.21)

1.3.1.4. Rezistența la demarare

Rezistența la demarare Rd, este o forță rezistentă în timpul demarajului și acționează ca o forță activă la accelerații. Ea este influențată de legăturile cinematice determinate în lanțul cinematic al transmisiei dintre motor si roțile motoare, deci de masele autovehicolului în mișcare de translație și de piesele în rotație.

Rezistența la demarare este dată astfel de relația:

Rd=ma×δ× [daN] (1.22).

Unde:ma-masa automobilului,

ma==1425×=1425kg (1.23)

g-accelerația gravitațională aproximată la 10 m/s²;

δ-coeficientul de influență al maselor aflate în mișcare de translație,

dv/dt=a accelerația mișcării de translație a automobilului [m/s²]

Pentru determinarea valorii δ utilizăm studiul soluțiilor similare:

-în treapta І de cuplare a cutiei de viteză δ=1,2.

-în treapta a IV a de cuplare a cutiei de viteze δ=1,05.

Valoarea maximă a accelerației se adoptă ca valoare de referință ce urmează a fi realizată de autoturism.

Pentru autoturismul de proiectat am adoptat:

-în treapta I a max=2,5m/s²=a1

-în priză directă a max=0,8 m/s²=a2.

Cu aceste valorii explicate, valoarea rezistenței de demarare este:

Rd I =ma ×δ1×a1=1425×1,2 ×2,5=4275N=427,5[daN] (1.24).

Rd II=ma× δ2×a2=1425×0,8×1,05=1197N=119,5[daN] (1.25)

1.3.2. Forme particulare ale ecuației generale de mișcare

Pentru stabilirea ecuației generale de mișcare, se consideră automobilul în deplasare rectilinie, pe o cale cu înclinare longitudinală „α”în regim tranzitoriu de viteză, în demaraj.

Luând în considerare acțiunea similară a forțelor de rezistentă și a forțelor motoare din echilibrul dinamic, după direcția mișcării se obține ecuația diferențială de ordinul I.

= (Fr-Ga×ψ-ρ×Cx×A×v²) (1.26),

numind ecuația generală a mișcării rectilinii a autovehiculelor.

Funcție de condițiile de autopropulsare ale automobilului, în ecuația generală de mișcare se definesc mai multe forme particulare și anume:

deplasarea cu viteza maximă ;

Din condiția realizăriiVmax pe o cale orizontală în stare bună se obține forma:

FRv max=Ga×f+×ρ×Cx×A×v²max=

=1425×10×0.019+×1,225×0,32(41)²=896,75N=89,67[daN] (1.27)

b) deplasarea pe cale longitudinală sau pe cale cu rezistentă specifică maximă.

Corespunzător condițiilor formulate coeficientul de rezistență specific al căii este:

Ψ max =0,226

Se obține;

FRv max=Go× Ψmax +×ρ×Cx ×A×v ²min [daN] (1.28)

Deoarece valoarea vitezei de deplasare în acest regim este mică, se obișnuiește majorarea rezistenței aerului, astfel încât ecuația va căpăta forma [7];

FE max =Go× Ψmax =1425×0,226=322,05~323 [daN] (1,29).

a 1max==accelerația maximă obținută în prima treaptă a cutiei de viteză .

a 1 max=2,5 m/s²;δ1=1,2 (vezi capitolul 1.3.1.4)

Fro max=Go×f+mo×δ1×a1=1425×10×0,019+1425×1,2×2,5=

=4545,7N=454[daN] (1.30)

1.4. Calculul de tracțiune

Calculul de tracțiune se efectueayă în scopul determinării parametrilor principali ai motorului astfel ca automobilul de proiectat să fie capabil să realizeze performanțele prescrise în tema de proiectare .

1.4.1. Alegerea mărimii randamentului transmisiei

Transmiterea fluxului de putere de la motor la roțile motoare este caracterizată de frecarea din zona transmisiei se precizează prin randamentul transmisiei ηt.

ηt= ηcv×ηtc×ηcd ×ηo=0,97×0,995×0,94×0,92=0,83 (1.31)

1.4.2. Determinarea puterii maxime

Pentru determinarea puterii maxime trebuiesc stabilite valorile turațiilor caracteristice și a coeficienților de elasticitate:

-turația de moment maxim nm=3200 rot/min;

-turația de putere maximă np=5500 rot/min;

-turația minimă de funcționare-valoarea adoptată: no=10000 rot/min

Turația maximă de funcționare nmax:

=1,10» nmax=1,1×5500=6050 rot/min (1.32)

Coeficientul de elasticitate al motorului Ce:

Ce===0,58 (1.33)

Coeficientul de adaptabilitate al motorului Ca:

Ca=3-=3-=1,21 (1,34)

Coeficienți polinomali α ,β,δ, se determină cu următoarea relație :

α=3-4×(1-Ce)=3-4×(1-0,85)=0,8 (1.35)

β=2× (1-Ce)=2× (1-0,85)=1,39 (1.36)

δ=(1-Ce)=- (1-0,85)=-1,19 (1.37)

Puterea dezvoltată de motor atingerea vitezei mxime are expresia:

Pvmax =FRvmax×ηt=896××0,83=44,26kW (1.38)

Punând condiția ca puterea la viteza maximă să corespundă punctului de turație maximă, se obține pentru puterea maximă a motorului, expresia:

Pe max=ηm+β()²+δ()³=

=+1,4()²-1,19()³=44,7~45kW (1,39).

CAPITOLUL 2 NOȚIUNI GENERALE DESPRE MOTORUL CU ARDERE INTERNĂ

Fig. 2.1

Punct mort inferior (p.m.i.), reprezintă poziția externă a pistonului corespunzătoare volumului minim ocupat de gaze sau poziția pistonului corespunzătoare distanței maxime dintre aceasta și axa de rotație a arborelui cotit, poziția pentru care α=0;β=0.

Punct mort exterior (p.m.e.), reprezintă poziția externă a pistonului corespunzătoare distanței minime dintre aceasta și axa de rotație a arborelui cotit, poziție pentru care α=180˚siβ=0.

Cilindreea unitară (Vs) reprezintă volumul generat de piston prin deplasarea sa între cele două puncte moarte,pe cursa „S” [1], [5], [9].

Pe max =Pe×i ×Vs× ζ =>Vs=300? ××i×np (2.1)

Unde:Pe max=45kW, vezi (1.39)

ζ =numărul de timpi ai motorului ζ =4;

pe=presiunea efectivă pentru m.a.s. pe =(8.5÷1,2)daN/cm ².

Se adoptă :pe =6,5daN/cm²=0,65Mpa;

i-numărul de cilindri,i=4;

np-turația de putere maximă;

np=5500 rot/min.

Vs=300 ζ ××i×np=300×4××4×5500=0,377dm³ (2.2)

Cilindreea totală (Vt): Suma cilindreelor unitare ale tuturor cilindrilor.

Vt=i×Vs=4×377=1508cm³ (2.3).

Alezajul (D):diametrul interior al cilindrului

Vs=s×= ×ψ (2.4)

Unde:-ψ-raportul cursa alezaj;

ψ -0,57÷0,95 am adoptat

ψ-0,84

Rezultă: D=××ψ=×× 0.84=8,29cm=82cm (2.5)

Cursa pistonului (S):spațiul parcurs de piston între cele două puncte moarte:

S= ψ×D=0,84×82=69 mm (2.6).

Volumul camerei de ardere (Vc) reprezintă volumul minim ocupat de fluidul motor când pistonul se găsește la p.m.i :

Vc= =-1=49cm³ (2.7)

Volumul cilindrului (Va) reprezintă volumul maxim ocupat de fluidul motor când pistonul se găsește la p.m.e.

Va=Vs+Vc= ε×Vc=377+49=426cm³ (2.8)

Raportul de comprimare (ε) reprezintă raportul dintre volumul maxim și volumul minim de fluid motor .Valoarea raportului de comprimare este dată prin tema de proiectare ε=8,7.

Unghiul de rotatație al arborelui cotit reprezintă unghiul de la manivelă cu axa cilindrului.

Viteza unghiulară a arborelui cotit reprezintă viteza cu care arborele cotit efectuează o rotație complectă (2 π rad).

ω = π ×= π×=576rad/s (2.9)

ω =4×n=4×5500grd/s (2.10)

Viteza medie a pistonului (Wp) reprezintă acea viteză convențional constantă cu care pistonul parcurge două curse succesive „S” în intervalul de timp în care arborele cotit efectuează o rotație completă:

Wp =s×=69×5500×10ˉ ³=12,6m/s (2,11)

Numărul de cicluri (Nc) reprezintă numărul de grupaje de procese (A.C.D.E) care se repetă periodic in cilindrii unui motor în unitatea de timp.

Nc=× ζ=×4=45,8cicluri/s (2.12)

Nc==2×=2570cicluri/min(2.13)

Nc=120 × =120× =165×10³cicluri/h (2.14)

Timpul pe ciclu(tc) reprezintă timpul măsurat în secunde,minute sau ore în care se desfășoară un ciclu:

tc= (2.15)

tc=30× =30×=0,02 cicluri/secˉ¹ (2.16)

tc==×5500=0,363×10ˉ³ cicluri/minˉ¹ (2,17)

tc= ×n=×5500=0,61×10ˉ³ cicluri/hˉ¹ (2.18)

Raza manivelei(r):S=2×r=>==35 mm (2.19)

Lungimea bielei (l):pentru m.a.s.l=(3,2….4,5) ×r [mm],se adopta l=3,6 ×r,

l=3,6 ×35=126 mm (2.20)

Raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei Λ

Λ===0,277= (2.21)

CAPITOLUL 3

CALCULUL INDICILOR DE PERFECȚIUNE AI MOTORULUI

2.1. Trasarea diagramei indicate și calculul indicilor indicați

Pe baza calculelor proceselor ce alcătuiesc ciclul motor se construiește diagrama indicată. Ea servește pentru determinarea indicilor de perfecțiune ai motorului (presiune medie,randamentul și consumul indicat de combustibil) precum și calculul solicitărilor mecanice și termice din organele mecanismului motor. Întrucât lucrul mecanic al ciclului nu depinde de scara diagramei indicate se alege o scară arbitrară pentru presiune și volum. Reprezentarea a fost realizată la urmatoarele scări arbitrare alese:

-sacara volumelor:kv=17,15 cm³/cm;

-scara unghiului α:kα=0,3 grade rac/mm;

-scara presiunilor kp:0,11 Mpa/cm.

Lucrul mecanic schimbat de gazele din cilindru cu pistonul, după efectuarea unui ciclu motor se numește lucru mecanic indicat rezultat al unui ciclu și se notează cu Li [J]. El este proporțional cu aria buclei superioare a diagramei indicate cuprinsă între evoluțiile de comprimare si destindere.

Presiunea medie indicată se va determina pe două căi, analitic și grafic. În primul caz se determină Li, prin planeitatea buclei mari a diagramei care se caracterizează cu coeficientul de rotunjire care se corectează. Coeficientul de rotunjire a diagramei sau randamentul diagramei ηd. Apoi se raportează la valoarea determinată (ηd,Li), la cilindreea unitară,rezultând Pi.

Deci Li=15911 cm²/desen

Vs=212 mm/desen=21,2 cm/desen.

Presiunea indicată (calculată după desen):

Pi1=ηd×=0,89×15911×10ˉ²×0,1147=0,87 MPa (3.1)

Unde ηd=0,95……0.98. Se adoptă ηd=0.98.

Randamentul indicat: ηi=8,314××νi××qi=0,29 (3.2)

Consumul specific indicat de combustibil;

ci=3,6×× qi=285,2 g/kWh (3.3)

` Puterea indicată:

Pi=pi×vs×n××ζ=58 kW (3.4)

2.2. Calculul indicilor efectivi

Pentru calculul indicilor efectivi ai motorului se adoptă randamentul mecanic al motorului în funcție de tipul acestuia m.a.s.sau m.a.c.

Pentru m.a.s. se adoptă: η=0,77.

Presiunea medie efectivă:

Pe=ηm×pi=0,77×8,7=6,7 daN/cm²=0,67 Mpa (3.5)

Consumul specific efectiv:

Ce===370 g/kWh (3.6)

Randamentul efectiv:

ηe=ηm×ηi=0,77×0,29=0,223

Presiunea efectivă:

Pe= ηm×Pi=0,77×58=44,6 kW (3.7)

Se adoptă 45 Kw.

2.3. Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului si compararea lor cu cei ai soluțiilor similare

Acest calcul presupune determinarea puterii litrice Pl, a puterii pe cilindru Pc și a puterii raportată la aria pistonului Pa.

Puterea litrică:

Pl==×10ˉ³=30,86 kW/l (3.8)

Puterea pe cilindru:

Pc1===11 kW/cil (3.9)

Puterea raportată la aria pistonului:

PA==11,25××10ˉ²=0,213 kW/dm² (3.10)

CAPITOLUL 3 Caracteristica exterioară a motorului

Prin caracteristica exterioară a motorului se înțelege dependența puterii efective, momentul motor efectiv, consumul orar și specific efectiv de combustibil, în funcție de turația arborelui cotit, în condiții de sarcină totală, deci pentru doza maximă de combustibil pe ciclu și pe cilindru.

La proiectarea unui motor de autovehicul este necesară cunoașterea acestei caracteristici. Ridicarea prin calcul a acestei caracteristici este relativ simplă la m.a.s. deoarece experiența arată că factorii de care depinde aliura caracteristicii (ηv,ηi,ηm), variază cu turația aproximativ după aceeași lege [5].

3.1. Alegerea si determinarea parametrilor de calcul

Turațiile semnificative:

-turația minimă nmin=1000 rot/min;

-turația de moment maxim nM=3200 rot/min;

-turația de putere maximă np=5500 rot/min;

-turația maximă nmax=6050 rot/min.

Coeficientul de adaptabilitate a motorului:

Ca=1,21 , calculat cu relatia (1.34)

Coeficientul de elasticitate a motorului:

Ce=0,58 , calculat cu relația (1.33)

Coeficienți polinoniali α,β,γ:

α=0,8 , calculat cu relația (1.35)

β=1,39 calculat cu relația (1.36)

γ=-1,19 calculat cu relația (1.37)

Curbele de variație ale momentului motor efectiv (Me), puterii motorului (Pe), consum specific de combustibil (ce) și consumul orar de combustibil sunt date de relați:

Me=9550 × [Nm] (4.1)

Pe=Pemax[α ×+ β()²+ γ()³] [kW] (4.2)

Ce=Cep[1,2-+0,8()²] [g/kWh] (4.3)

Cep==370g/kWh,calculat cu relația (3.6)

C=10ˉ³×Ce×Pe [kg/h] (4.4)

Caracteristica exterioară:

eps=8,7- raportul de comprimare;

nM=3200rot/min-turația de moment maxim;

nP=5500rot/min-turația de putere maximă;

a=0,8043- coeficient;

b=1,3913-coeficient;

c=-1,1957 –coeficient;

S=a+b+c=1,00 , relația de verificare.

Domeniul de funcționare stabilă : pentu n=3200….5500rot/min.

Ke==0,582-coeficientul de elasticitate.

Ka==1,209-coeficient de adaptabilitate.

Krez=×100=20,9%-coeficient de rezervă al momentului motor.

Tabelul 4.1.

Puterea efectivă

Momentul efectiv

Consumul specific de combustibil

Consumul orar de combustibil

CAPITOLUL 4 Cinematica mecanismului motor

Cinematica mecanismului motor se studiază în ipoteza mecanismului motor cu o viteză unghiulară a arborelui cotit constantă. Când arborele cotit are o mișcare de rotație uniformă,viteza unghiulară rezultă din relația :

ω=π×=3,14×=576 rot/sec.

4.1. Cinematica pistonului

Deplasarea momentană a pistonului xp, este dată de relația:

xp=xp1+xp2 (5.1)

unde: xp1=r(1-cosα) [mm] (5.2)

xp2=rΛ(1-cos2α) [mm] (5.3)

unde r=34,5 mm și Λ= =0,277

Deplasarea pistonului

Viteza momentană a pistonului poate fi considerată ca o sumă a două funcții armonice fiind obținută prin determinarea relației 5.1, în care s-au înlocuit relațiile 5.2, 5.3, în raport cu timpul:

Wp=Wp1+Wp2 (5,4)

unde se consideră:

Wp1=r×ω×sinα (5.5)

Wp2= r×ω×sin2α (5.6)

Accelerația pistonului se obține derivând de două ori expresia spațiului în raport cu timpul.

a p= =r×ω²(cosα+ Λcos2α) (5.7)

unde se considera ap=ap1+ap2 (5.8)

cu:ap1=r×ω² cosα (5.9)

ap2=r×ω²Λcos2α (5.10)

Toate aceste mărimi cinematice se exprimă în funcție de unghiul α al arborelui cotit.

În calcule se consideraă că pozția inițială pentru unghiul α(α=0), cea corespunzătoare pistonului în p,m.i.

Pentru simplificare, acest calcul se efectuează print-un tabel ,prin puncte ,dând valori ungiului α în intervalul 0……720˚R.A.C. Rezultatele obtinute se vor trece în tabelul 5.1 [7], [3]

4.2. Cinematica bielei

Cinematica bielei se studiază tinând seama că biela are o mișcare plan –paralelă complexă . Se poate considera că fiecare punct al bielei are o mișcsre de translație identică cu a pistonului p-figura 5.2 și o mișcare de rotație în jurul punctului P cu o viteză unghiulară dβ/dt și o accelerație unghiulară d²β/dt . Mișcarea bielei se va studia în funcție de unghiul α de rotație a arborelui cotit al căror valori poziționează biela în mișcare.

Fig 5.2

Spațiul unghiular al bielei este dat de relația:

(5.11)

Viteza unghiulară a vitezei:

(5.12)

Accelerația unghiulară a bielei:

(5.13)

Rezultatele obtinuțe pe baza acestor relații sunt date în tabelul (5.1)

Se vor folosi notațiile:

A=Λ×ω×cosα

B=- Λ² sin² α

C=Λ×ω²(Λ²-1)sinα

D=

Tab.5.1 Cinematica bielei

Spațiul unghiular a bielei

Viteza unghiulară a bielei

Accelerația unghiulară a bielei

Tab 5.2 Cinematica mecanismului motor

Calculele se realizează cu următoarele mărimi inițiale:

S=68,00 mm-cursa pistonului;

l=lungimea bielei=124,2 mm-lungimea bielei;

lamb=1/3,60-raportul r/l;

n=5500 rot/min-turația de putere mximă;

omega=576 rad/s-viteza unghiulară a arborelui cotit.

Spațiul unghiular a pistonului

Viteza unghiulară a pistonului

Accelerația unghiulară a piston

CAPITOLUL 5 DINAMICA MECANISMULUI MOTOR

5.1. Generalitați.Clasificări ale forțelor din mecanismul motor

Dinamica mecanismului motor urmărește determinarea forțelor și momentelor care acționează asupra pieselor mecanismului motor.Forțele care acționează în mecanismul motor pot fi impărțite în mai multe categorii,funcție de fenomenul fizic care le produce și anume:

-forțele produse de presiunea gazelor din cilindrul motorului numite forțe de presiune-Fp;

-fortele de inerție –Fj și Fr produse de mișcarea accelerată a pieselor ce alcătuiesc mecanismul motor;

-forțele de frecare –Ff datorate de mișcările relative ale pieselor ce alcătuiesc mecanismul și forțelor care se transmit între aceste piese;

-forțe de greutate –Fg datorate de masele pieselor și câmpului gravitațional în care se află.

Ca valoare forțele Ff si Fg sunt mult mai mari decât celelalte forțe din mecanismul motor.

5.2. Forțele de presiune a gazelor

Conform principiului lui Pascal, presiunea existentă în interiorul cilindrului se exercită uniform pe toate suprafețele. Presiunea ce se exercită pe suprafața laterală a cilindrului și pe cea a camerei de ardere practicată în chiulasă produc tensiuni și forțe ce solicită mecanic cilindrul și respectiv structura chiulasa-bloc-motor. Presiunea exercitată pe suprafața capului pistonului determină o forță de presiune dată de relația [1]:

Fp=(Pcil-Pmot)[N] (6.1),

în care Pmot=0,1Mpa și D-alezajul, D=82mm

Fig.6.1

Direcția forțelor Fp este întotdeauna paralelă cu direcția axei cilindrului, iar sensul, atunci când Fp>0 , orientarea este spre axa de rotație a arborelui cotit, iar când Fp<0 este orientată spre chiulasă. Calculul Fp se face în tab.6.1

5.3. Forța de inerție

Forța de inerție se grupează în două clase:

-forța de inerție a maselor mj care au o mișcare de translație sau o mișcare alternativă-Fj;

-forța de inerție a maselor mr care au o mișcare de rotație-Fr.

Forța de inerție elementară este dată de relația: dF=dm×a [N] (6.2)

După caracterul mișcarii,piesele mecanismului motor se împart în trei grupe:

1.Grupul piston(piston-bolț-segment)-mișcare de translație alternativă accelerată;

2.Grupa bielei(bielal-cuzineți-șuruburi)-mișcare plan paralelă complexă;

3.Arbore cotit-mișcare de rotație.

Datorită dificultăților ivite la calculul analitic al forțelor de inerție folosim sistemul de mase reale.Se trece la un sistem de mase echivalente.Astfel se consideră că piesele mecanismului motor execută doar două tipuri de mișcări:

-mișcare de translație-grupul piston și o parte m1 din masa bielei.

-mișcare de rotație –arborele cotit și cealaltă parte m2 din masa bielei.

Forțele de inerție sunt paralele cu axa cilindrului, iar sensul, când F>0 sunt orientate spre axa de rotație a arborelui cotit, iar când F<0 este centrată spre chiulasă. Valorile acestei forțe sunt date în tabelul 6.1.

5.3.1. Fortele de inerție ale maselor aflate in miscare de translatie

Forța de inerție în acest caz este dată de relația;

Fj=-mj-ap[N] (6.3)

unde; a-accelerația pistonului,

mj=mgp+m1[Kg] (6.4)

unde: mgp-masa grupului piston;m1-partea din masa bielei ce execută mișcare de translație.

Masa grupului piston este dată de relația:

mgp=mp+mb+m seg[Kg] (6.5)

unde:mp-masa pistonului[Kg],mb-masa bolțului[Kg],m seg-masa segmentului[Kg]

5.3.1.1. Calculul masei bielei

Masa bielei se adoptă în funcție de tipul motorului și alezajul pistonului și anume(pentru m.a.s.):

=10…20,penru D=(60…100)[mm]

Se adoptă:mB=12×82²×10ˉ²/4=633g (6.6)

m1=(0,2…0,3…)mb=0,221×633=0,140[Kg] (6.7)

5.3.1.2. Calculul masei bolțului

Dimensiunile bolțului se adoptă în funcție de tipul motorului.Pentru calculul bolțului se adoptă:

-diametrul exterior- deb=(0,24-0,28)D=(19,68….22,96) [mm]

S-a adoptat deb=22[mm] (6.8)

-diametrul interior –dib=(0,64…0.72) ×deb=(14,08…15,84)[mm]

S-a adoptat dib=15[mm] (6.9)

-lungimea bolțului –l=(0,80…0,87)D=(65,6…76,26)[mm]

S-a adoptat l=66[mm] (6.10)

-lungimea n de montare a piciorului bielei –lb=(0,26…0,30), D=(21,32…24,6)[mm]

S-a adoptat lb =22[mm] (6.11)

Volumul bolțului este dat de relația:

Vb=×l(deb²-dib²)=×68(20²-15²)=9346,2[mm³] (6.12)

Masa bolțului este dat de relația:

mb= Vb×ρ ol=9346,2×10ˉ³×7,6=0,0,71[kg] (6.13)

unde; ρ ol-densitatea otelului

ρ ol=7,6…7.8kg/[dm³]

6.3.1.3Calculul masei pistonului

Masa pistonului este dată de relația:

mp= ρp×D³=0,75(82×10ˉ²)³=0,413[kg] (6.!4)

Unde ; ρp –densitatea materialului pistonului;

ρp -0,5…0,8 kg/dm³;

ρp-0,75 kg/dm³.

5.3.1.4. Calculul masei segmenților

Masa segmenților se adoptă constructiv pentru D=60….90mm , m seg =20…60g, se adoptă:

m seg =25g=0,025 kg,conform relației (6.5)

m gp=0,413+0,071+0,025=0,50kg (6.15)

Conform relației(6.4):

mj=0,548+0,140=0,649kg (6.16)

5.3.2. Forța de inerție a maselor aflate în mișcare de rotație

Expresia acestei forțe este:

Fr =-mr×r×ω²[N] (6.17),

unde mr-masa pieselor aflate în mișcare de rotație[kg]

Mr=mM+2×mbr +m2[kg], (6.18)

Unde:-mM-masa fusului momentan;

-Mbr-masa boltului bielei;

-m2 –masa bielei ce executa miscare de rotatie.

mb =m1+m2=>m2=mB-m1=0,686-0,140=0,546 (6.19)

5.4. Forțele rezultate din mecanismul motor

Forța rezultantă F, aplicată în articulație este [1, [3], [8]:

F=Fp+Fj [N] (6.20)

Este dată în tabelul 6.1 funcție de α˚RAC. Forța F se descompune în două componente figura 6.2 o componentă B, după axa bielei:

Fig. 6.2

B=[N] (6.21),

și o componentă normală pe axa cilindrului:

N=F tgβ[N] (6.22)

Aceste forțe sunt calculate în tabelul 6.1. Forțele care lucrează asupra fusului maneton și fusului palier se determină deplasând forța β în butonul de manivelă (punctulM) și descompunându-se după două direcții figura (6.2)

Una tangențială la maneton:

T= [N] (6.23)

Una normală pe maneton:

Zβ= [N] (6.24)

Valorile forțelor T și Zβ sunt date în tabelul 6.1

Fig.6.2 de desenat

Având determinată expresia forței tangențială T,relația de determinare a momentului motor este:

M=T×r (6.25)

Unde: r- raza manivelei.

Tabel 6.1 Forțele din mecanismul motor

D=82,00 mm-alezajul;

S=69,00 mm-cursa pistonului;

l=124,2 mm-lungimea bielei;

lfm=40,42 mm-lungimea fusului maneton;

dfm=47,56 mm-diametrul fusului maneton;

mp=0,413 kg-masa pistonului;

mbo=0,071 kg-masa bolțului;

mseg=0,025 kg-masa segmenților;

mbi=0,633 kg-masa bielei;

m1=0,174 kg-masa bielei în mișcare de translație;

m2=0,459 kg-masa bielei în mișcare de rotație;

mj=0,683 kg-masa totală în translație;

lamb=1/3,60-raportul/lungime r/l;

nmot=5500 rot/min-turația motorului;

omega=576 rad/s-viteza unghiulară a arborelui cotit;

FRB=-5252 N-forța centrifugă m2 a bielei.

Tabel 6.1 Forțele din mecanismul motor.

Componenta normală pe maneton

Componenta tangențială la maneton

Momentul motor

CAPITOLUL 6 MOMENTUL MOTOR ȘI PUTEREA INDICATĂ

6.1. Alegerea configurației arborelui cotit și a ordinii de aprindere

Arborele cotit este organul motorului care trnsformă mișcarea de translație alternativă, transmitând totodată spre utilizare momentul motor dezvoltat de forța de presiune a gazelor.

Motoarele în V au un singur arbore cotit și cilindrii dispuși pe două linii, planele determinate de axele cilindrilor fiind concurente. Unghiul dintre cele două plane se numește unghiul V-ului. Unghiul V-ului se stabilește din condiția de decalare uniformă a aprinderilor. Condiția de decalare uniformă se transcrie astfel:

δ = ==360/cot

în care:

δ-decalajul dintre două aprinderi succesive

i-numărul de cilindri

i cot-numărul de coturi ale arborelui cotit

Pentu motorul cu 4 cilindri în V numarul de coturi ale arborelui cotit și decalajul dintre două aprinderi succesive sunt:

i cot = ==2

δ===180˚.

Pentru a respecta încărcarea termică a liniilor de cilindrii, ca și pentru evitarea suprasolicitării lagărelor alăturte se urmărește ca aprinderea succesivă să se producă alternativ în cele două linii de cilindrii, condiția fiind îndeplinită atunci când unghiul V-ului este =720/i sau când este un multiplu al decalajului dintre două aprinderi succesive.

Condiția de decalare uniformă a aprinderilor este echivalentă cu decalajul uniform al aprinderilor pentru un motor în doi timpi cu γ i/2 cilindri care se poziționează uniform pe i/2 direct în jurul axei.

Astfel pentru motorul cu 4 cilindri în V cu γ =90˚ arborele cotit are două coturi(două manivele care fac între ele unghi de 180˚.

Ordinile posibile de aprindere [5]

4-P-P-P-P-1

90˚

2

P-P-P-P-4-1

3 90˚

4-P-P-2-P-1

P

P-P-P-2-4-1

1 90˚

4-P-3-P-P-1

2

P-P-3-P-4-1

P

4-P-3-2-P-1

P

P-P-3-2-4-1

Ordinea de aprindere aleasă

1 90˚ 3 180˚ 4 270˚ 2 180˚ 1

α1=0˚

α2=180˚

α3=630˚

α4=450˚

6.2. Stabilirea ordinii de lucru a cilindrilor

Având stabilită configurația arborelui cotit și ordinea de aprindere,ordinea de lucru a cilindrului se determină astfel:

Cilindrul 1 pornind de la α=0 începe ciclul cu timpul 1 respectiv admisia(A). După o rotire a arborelui cotit cu 360˚ manivela acestui cilindru ajunge la sfirșitul timpului 2, comprimarea (C), când se obține declanșarea scânteii electrice. Urmează timpul 3 și 4, respectiv destinderea(D) și evacuarea(E) conform ordinii de aprindere. Pentru motoarele în V aprinderile nefiind uniform repartizate pe ciclu, respectiv decalajele între aprinderile succesive fiind de 90, 180, 270, 180˚, unghiul de la începutul ciclului raportat la cilindrul i se determină cu relația:

αx=70˚-Σδx

Tabel 7.2 Momentul motor sumar pe o perioadă de variație.

CAPITOLUL 7 CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL CAMĂȘII DE CILINDRU

La motoarele răcite cu lichid, cămașa de cilindru este de două feluri:

-nedemontabile sau monobloc când face corp comun cu blocul;

-demontabilă sau independentă.

Suprafața interioară a cilindrului pe care alunecă pistonul și segmenții se numește oglinda cilindrului. Suprafața exterioară a cilindrului este udată de fluidul de răcire introdus prin racordurile pompei de apă.

Cilindrul demontabil –soluția adoptată –este de două feluri:

-umed, când este udat la exterior de lichidul de răcire;

-uscat, când se montează cu strângere în bloc.

7.1. Alegerea materialului

Cămașa cilindrului se confecționează din fontă deoarece satisface mai bine dezideratele principale:

-rezistență înaltă la uzură abrazivă și corozivă;

-rezistență satisfăcătoare la solicitările mecanice;

-turnare ușoară.

Structura perlitică cu grafit lamelar asigură proprietăți antifricțiune și rezistență la uzură. Adopt fonta aliată cu Cr, standard, următoarea compoziție cilindrică:

C=3,4%, Si=2,1%, Mu=0,9%, P=0,4%, S=0,06%, Cr=0,5%

-duritate (200……280)HB;

-rezistență la încovoiere σri=min.400Mpa;

-rezistența la tracțiune σrt=min.240Mpa.

7.2 Alegerea tipului de cămașă

La motoarele de automobile s-a răspândit folosirea cămășii de cilindru demontabilă, umedă, întrucât transmite mai bine căldura la cilindrul de răcire, iar blocul de cilindri se toarnă mai ușor. Cămășile se montează cu joc în blocul motor și sunt prevăzute cu guler de sprijin în partea lor superioară, fig.8.1.a. și partea lor inferioară fig.8.1.b.

Fig 8.1.a

Fig.8.1.b

7.3. Calculul de rezistență pentru soluția adoptată

7.3.1. Stabilirea dimensiunilor principale

Dimensinile principale ale cămășii de cilindru se determină în funcție de datele statistice.

Lungimea cămășii de cilindru se determină în funcție de sursa S a pistonului și lungimea L a acestuia. Se va avea în vedere ca montarea pistonului să depășească marginea inferioară a cămășii cu b=10…15mm, pentru a putea prelua ulei din ceața de ulei ce se formează în carter și va evecua mai ușor căldura, fig.8.2 [2], [3], [1].

Fig. 8.2

Lc=S+L-b=69+73-14=128 [mm]

Lungimea camerei de răcire,Lcr trebuie să fie astfel aleasă încât să depășească nivelul primului segment de compresie când pistonul se află la p.m.i. și la p.m.e. cu 6…10mm.

Lcr=S+2a=69+2×7=83 [mm]

-grosimea pereților δ=4mm;

-diametrul exterior al gulerului de sprijin se determină din condiția ca presiunea Pc care ia naștere pe suprafața de contact A dintre guler și bloc să nu depășească presiunea atmosferică a materialului blocului:

Fc=250; Pa=420Mpa; Pe=≤Pa

F-forța care apasă pe gulerul cilindrului datorită strângerii chiulasei.

F=1,3pcil×= 1,3×41,30×3,14×82²×=2635,3daN (8.2)

pcil-presiunea maximă pe cilindru-tabelul (7.1)

D-alezajul.

A= [mm] (8.3)

D2-diametrul cămășii; D2=95mm.

Din relațiile (8.1), (8.2), (8.3) obținem:

Dg=×=×82²×+95²=100,70~101mm (8.4)

Inălțimea minimă Hg a gulerului se determină din condiția de rezistență la încovoiere. . Se consideră gulerul ca o placă inelară încastrată în cămașa cilindrului de-a lungul circumferinței de diametru O2 încărcată cu o sarcină uniformă distribuită g creată de forța F.

g =( Dg²- D2²)=4×(101²-95²)×10ˉ²=307 daN/cm² (8.5)

Fig.8.3

Momentul încovoietor maxim este (cu schema de calcul simplificată ) în figura 8.4

Mmax=g×l²×=g(Dg-D2)² ×=307(101²-95²)×=55,26daN (8.6)

Fig. 8.4

Momentul de rezistență axial este :

Wz=1×(8.7)

Din condiția de tensiune maximă la încovoiere să fie cel mult egal cu tensiunea admisibilă (σa):

σi== σa (8.8)

se deduce înățimea gulerului;

Hg===0,500cm=5mm (8.9)

σa===1466daN/cm²

7.3.2. Calculul de rezistență

Calculul de rezistență constă în verificarea grosimii δ, adoptată anterior. Calculul se bazează pe teoria tuburilor cu pereți groși.

Fig. 8.5

Pe conturul interior (r=R),

σαi=R1²+-R2²=p cil =45²+-41²×41,30=44,49 Mpa (8.10)

D1=90±1,0mm=>R1=45mm

D=82+0,05mm=>R=41mm

σ ri1=p cil=-4,130Mpa (8.11)

Pe conturul exterior (r=R1)

σ αe1=-R²×p cil=2×41²×-41²=40,36 Mpa (8.13)

σ αe1=0 (8.14)

σ xe1= σ αe1+ σ re1=40,36 MPa (8.15)

Calculul tensiunilor termice.

Cămașa cilindrului este incălzită la interior de gazele de ardere si racită la exterior direct de către fluidul de răcire sau indirect (cămăsii uscate ).

Când motorul functionează la sarcină si turatie constantă, apar tensiuni termice stationare. Aceste tensiuni se determină considerând cămașa de cilindru ca fiind un tub de lungime mare, care se incălzește, astfel încat se realizează o stare termică axial simetrică cu temperatura constantă in lungul tubului, dar variabila pe grosimea peretelui după o lege liniară .

σ r3=E×α0(ti-te)/3(1-τ)(R1-R)[r-R³-R³/R1²-R²+R²×R1²/(R+R1) ×r²] MPa (8.16)

σ α3= E×α0(ti-te)/3(1-τ)(R1-R)[2r- R³-R³/R1²-R²- R²×R1²/(R+R1) ×r²] MPa (8.17)

σ x3= E×α0(ti-te)/3(1-τ)(R1-R)[3r-2×R1³-R³/R1²-R²] MPa (8.18)

Fig. 8.6

E-modul de elasticitate longitudinală;

E=(1,2…….1,6)105 MPa.

Pentru fonta adoptată: E=1,4×105 MPa, α-coeficient de dilatare termică liniară.

Pentru fontă: α0=10-5grdˉ¹.

τ -coeficient de contracții transversale.

Pentru fontă, τ=0,24, ti,te-temperaturi la interiorul, respectiv la exteriorul cămășii

Se adoptă:

ti=140șC, pe suprafața interioară;

te=80șC , pe suprafața exterioară;

σri3=0

σαi3=E×α0(ti-te)/3(1- τ)×R²+R×R1-2R1²/R1²-R²=1,4×10(140-80)/3(1-0,24)×41²+41×45-2×45²/45²-41²=-56,11MPa.

σxi3=σri3+σαi3=-56,11MPa (8.20)

Tensiunile termice pe suprafața exterioară sunt (r=R1)

σre3=0 (8.21)

σαe3=E×α0(ti-te)/3(1-τ)×R1²+R×R1-2R1²/R1²-R²=1,4×10-5×105(140-80)/3(1-0,24)×45²+41×45-2×41²/45²-41²=54,40 MPa (8.22)

σxe3=σre3+σαe3=54,40 MPa (8.23)

Tensiunile totale și tensiunea echivalentă corespunzătoare pe conturul interior al cămășii umede.

Determinarea tensiunii echivalente.

Punctele cele mai solicitate se află pe conturul interior (r=R) și pe conturul exterior (r=R1), starea de tensiune fiind plană sau spațială.

σech=σα-σx=σ1-σx (8.24).

Prin urmare:

σαi=σαi1+σαi3=44,49-56,11=-11,62 MPa

σri=σri1=4,130 (8.25)

σech=σ1-σ3=σri-σx=-4,130+15,75=11,62 Mpa (8.26)

Tensiunile totale și tensiunea echivalentă corespunzătoare conturului exterior al cămășii:

σαe=σαe1+σαe3=44,49+54,40=98,89 MPa

σre=0 (8.27)

σxe=σxe1+σxe3=44,49+54,40=98,89

σech=σ1-σ3=σαe-σre=98,89 MPa (8.28)

σechmax≤σ0,

σechmax=-98,89 MPa

σa=140 Mpa

Deci verificarea pentru cămașa umedă este satisfăcută.

CAPITOLUL 8 CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL PISTONULUI

8.1. Rol,componență,condiții funcționale

Grupul piston este alcatuit din trei organe: pistonul,bolțul și segmentul. Acesta asigură evoluția fluidului motor în cilindru și îndeplinește următoarele funcții:

-transmite bielei forța de presiune a gazelor;

-transmite cilindrului reacțiunea normală produs de bielă;

-etanșează cilindrul în ambele sensuri, respectiv împiedică scaparea gazelor în carter și pătrunderea uleiului în camera de ardere;

-evecuează o parte din căldură dezvoltată prin arderea combustibilului;

-conține parțial sau integral camera de ardere;

-crează o mișcare dirijată a gazelor în cilindrul;

-este organ de pompare al motoarelor în patru timpi;

Pistonul se compune din următoarele părți: fig 1

-capul pistonului care reprezintă partea superioară a pistonului căreia preia presiunea gazelor;

-regiunea port segmenți (RPS)-partea pistonului care este prevăzută cu canale în care se introduc secvențe;

-mantaua –reprezintă partea care generează pistonul în cilindru și transmite forța normală;

-umerii mantalei –partea în care se fixează bolțul.

Fig 9.1

Pentru formarea capului am ales soluția de cap plat care este cea mai utilizată, deoarece este simplă, iar suprafața de schinb de căldură este minimă. Pentru a mări rigiditatea capului pistonului, partea lui interioară se cifează în planul de oscilație al bielei. Calculul primului segment se așează sub marginea inferioară a pistonului pentru împiedicarea fluxului să se orienteze către acesta și se racordează larg cu:

R=(0,05…0,1)×D=>R=0,09×82=7,38mm

Mantaua pistonului trebuie să aibă o lungime suficientă pentru a asigura un bun ghidaj și presiuni laterale reduse. Pentru a obține o rigiditate cât mai mare a pistonului, alezajul pentru bolț se prelucrează la o distanță cât mai mică de corpul acestuia. Pentru a atenua efectul de basculare al pistonului se dezaxează de axul alezajului pentru bolț cu mărimea:

e=(0,014….0,025)×D

e=0,021×82=1,7mm

în sensul forței normale pentru cursa de destindere.

Condiții funcționale.

Datorită dilatării termice a forței de presiune a gazelor și reacțiunii laterale a cilindrului asupra pistonului se deplasează eliptic, în plan transversal cu axa paralelă și axa bolțului. Pentru a compensa această deformare, pistonul se confecționează în formă eliptică cu axa mare a elipsei perpendiculară pe axa bolțului.

Ca urmare a încalzirii neuniforme dilatarea pistonului va fi neuniformă, deformațiile mai mari apărând în partea exterioară a segmenților și a capului pistonului.

Pentru a prevenii griparea sau blocarea pistonului în cilindrii din cauza dilatărilor se păstrează între cele două organe un joc,numit „joc la cald”.

Profilul longitudinal al pistonului, pentru a realiza variația dimensiunilor la diferite forme se poate obține în diverse variante:

-conic cilindric;

-dublu conic;

-cilindric în trepte;

-parțial cilindric, parțial tronconic în trepte;

-tronconic în patru trepte [1].

8.2. Alegerea materialului

În prezent se realizează pistoane de automobil din aliaj pe bază de aluminiu care satisfac în cel mai înalt grad cerințele impuse pistoanelor și anume:

-rezistență ridicată la temperaturi variabile și înalte și sarcini variabile;

-masă redusă;

-bună conductibilitate termică;

-dilatare lineară redusă ;

-rezistență ridicată la uzură abrazivă, adezivă, corozivă și la oboseală;

-ușurință de turnare sau matrițare;

-ușurință de prelucrare prin așchiere;

-preț redus.

Aceste aliaje se clasifică astfel:

-alezaj pe bază de siliciu,

-hipoeutectic:Si<11,7%

-eutectic:11,7% <Si<13,5%

-hipereutectic: 13,5%<Si<25%

-aliaje pe bază de cupru.

Pistoanele pe bază de aluminiu se supun tratamentelor termice (calire, imbatranire sau amândouă) care le ridică duritatea și rezistența mecanică.

Conform STAS 201-2/80, aleg aliajul de aluminiu turnat sub presiune cu conținut mediu de Si=6% și Cu=4%.

Constanțele caracteristice materialului ales necesare calculului de rezistentă :

E=0,69×10 MPa,

G=2,55 ×10 MPa ,

Α=21×10 1/k

D=0,34

9.3.Alegerea dimensiunilor caracteristice

Se adoptă după datele caracteristice fig. 9.2

Pentru;

D=82 mm, vom avea:0,12)

L=(0,8…1,1) ×D=(65,5…90,2)=70mm

Hc=(0,5…0,7) ×D=(41…57,4)=41mm

Lm=(0,5…0,8) ×D=(41…65,6)=50mm

δ=(0,08…1) ×D=(6,5…8,2)=7mm

H1=(0,06…0,12) ×D=(4,9…9,8)=7mm

H=(1,5…2,5)=2mm

H2=(0,035…0,4) ×D=(2,87…3,69)=3mm

B=(0,3…0,4) ×D=(24,6…32,8)=24mm

A=(0,024…0,052)×D=(3,44…4,26)=4mm

L`=0,25×L=0,52×70=36mm

Ds=D-2A=82-2 ×4=74mm.

Fig.9.2

8.4. Verificarea capului pistonului

Pentru determinarea tensiunilor care apar datorită tensiunii maxime din cilindru se schematizează capul cilindrului sub forma unei plăci circulare încastrate pe conturul dat de diamerul interior al capului De, cu o grosime constantă δ, încărcat cu o sarcină uniform distribuită –fig. 9.3 [3], [2], [7]

Fig. 9.3

Într-o astfel de placă apar tensiuni normale radiale (σr) pe suprafețele obținute prin secționare cu cilindrii concentrici cu placă și tensiuni normale, circumferințele pe suprafețele obținute prin secționare cu plane ce conțin axa plăcii, Oj-fig. 9.3.

Aceste tensiuni se calculează cu relația :

σr`=×P max ×3[(1+ τ)×R1²-(3+γ) ×r²] (9.2)

Pmax-presiunea mximă din cilindru

δ-grosimea plăcii(a capului cilindrului)

τ -coeficientul Paisson τ =0,34

Ri-raza interioară a capului pistonului

Ri==24mm

r- o rază oarecare re[o,Ri]

Prin relatiile de mai sus se observă variația liniară a tensiunilor pe inaltimea plăcii fig.4 –și variația parabolică a acestora pe direcția radială –fig. 9.5

Fig. 9.4

Fig. 9.5

Valorile extreme se găsesc in centrul plăcii și în încastrare , pentru

I= ± =>y=3,5mm

În centrul plăcii (r=o) rezultă ;

σ `rc= σfc= ±39(1+8) ×δ²= ±3(1+0,34)23²××7²= ±22,40 MPa (9.3)

În încastrare (r=Ri)

σri`= ±3Ri² δ²= ±3×23²××7²= ±33,44 MPa (9.4)

σfi`=τ×σri =0,34(±33,44)= ± 11,36 MPa (9.5)

Pentru stabilirea solicitărilor termice a capului pistonului se procedează astfel:se determină σr1 și σf1 schematizând capul pistonului sub forma unei plăci circulare, liberă pe contur, cu grosime constantă, supusă unui câmp de temperatura axial simetric.

Se consideră că temperatura în placă este distribuită după legea din fig. 9.6.

Fig. 9.6

T=Tc-DT(r/Ri)² (9.6)

Unde:

Tc-temperatura în centrul placii;

DT-diferența de temperatură dintre centrul si marginea plăcii;

Ri-raza exterioară a plăcii

rє[Ri,0)

Corespunzator acestei mărimi

σr1= -α×E× [1-(r/Ri)²] (9.7)

σf1=α×E× [3(r/Ri)²-1] (9.8)

unde:

α-coeficientul de dilatare termică liniară α=21×10 1/k

E-modulul de elasticitate longitudinal E=o,69×10 MPa

DT-diferența de temperatură dintre centrul și marginea plăcii

DT=300ș-265ș=35ș

Pentru r=0

σr1= σf1=-α×E×=-21×10×0,069×10×=-12,6 MPa (9.9)

Pentru r=Ri și σr1=0

σf1=α×E× =21×10 ×0,69×10×35=25,35 MPa (9.10)

Presiunea care ia naștere pe suprafața frontală a plăcii se calculează cu relația :

P=-α×E× (1-….K) (9.11)

Unde:

K=δ/R-Ri+δ[R²+Ri²/R²-Ri²+P] (9.12)

Unde:

K=7/41-23+6(41²+23²/41²-23²+0,34)=2,258 rezultă ;p=-21×10-6 ×0,69×105 ×35/2(1-0,34+2,258)=-8,69MPa=-9 MPa

Presiunea P considerată pe grosimea plăcii, determină tensiuni de compresiune pe direcția radială σcr și pe direcția circumferențială σcf egale înre ele si egale cu p , în toate punctele plăcii.

σcr= σ cf =p

Prin suprapunerea de efecte se calculează σr2 si σf2 – fig. 9.7

σ r2= σ r1+p, si σ f2= σ f1+p (9.13)

Fig. 9.7

Pentru r=0;

σ r2= σ r1+p= -12,68+(-9)=-21,68 MPa

σ f2= σ f1+p=-12,68+(-9)=-21,68 MPa

Pentru r=Ri;

σ r2=p=-9 MPa

σ f2= σ f1+p=25,36-9=16,36 MPa

Considerând o variație lineară a temperaturii pe grosimea plăcii, în placă apar tensiuni de încovoiere pe direcție radială și pe direcție circumferențială egale între ele. Acestea se calculează cu relația:

σ r3= σf2= σ f3= σ3=α×E×-γ× (9.14)

Unde:

DTo- diferența de temperatură între temperatura pe suprafața superioară (Ts) și cea inferioară (Ti) a capului pistonului .

Se adoptă:

DTo=5șC

Fig 9.8

Pentru Y= ± , se obține expresia:

σ3= σr3= σf3= ± α×E× (1-σ)= ± 21×10-6 ×0,69×105 ×(1-0,34)= ± 5,49 MPa (9.15)

Se determină tensiunile totale σr și σf prin suprapunerea de efecte:

σ rc= σ rc`+ σ r2+ σ r3=22,40-21,68 ±5,49

– pentru y=+=> σ rc=6,21 MPa

– pentru y=- => σ rc=-49,57 MPa

σ fc= σ fc`+ σ f2+ σ f3=± 22,40-21,68± 5,49

– pentru y=+=> σfc=6,21 MPa

– pentru y=- => σfc=-49,57 MPa

-pentru r = Ri

σ r1= σ ri`+ σ r2+ σ r3= ±33,44-9 ± 5,49

– pentru y=+=> σ r1= -47,93 MPa

– pentru y=- => σ r1=29,93 MPa

σ fi= σ fi`+ σ f2+ σ f3= ± 11,36+16,36 ±5,49

– pentru y=+=>σ fi= -10,49 MPa

– pentru y=- => σ fi =22,23 MPa

Conform teoriei tangențiale maxime ,dacă tensiunile σrc și σfc sau σri și σfi au acelaș semn , se va lua tensiunea maximă în valoarea absolută și se va compara cu tensiunea admisibilă:

│σ max│≤│σa│ (9.16)

Unde:

│σa│- tensiunea admisibilă la tracțiune sau compresiune .

Dacă cele două tensiuni au semne diferite, atunci se va face suma valorilor și se va compară cu tensiunea admisibilă la tracțiune.

│ σrc│+│ σfc│≤ σct

│ σri│+│ σfi │≤ σct (9.17)

Pentru r=0 și y = +

σrc=7,13< σa< ==66,67 MPa

Unde: Cr- coeficientul de siguranță la rupere

Se adoptă: Cr=3

-Pentrtu r=0 și y=-

σrc=49,57< σa=66,67 MPa

-Pentru r=Riu și y=+

σri=47,93+10,49≤ 58,42< σa=66,67 MPa

-Pentru r=Ri și y=-

σri=29,93< σa=66,67 MPa

8.5. Verificarea regiunii port-segment

Verificarea port-segment se face la compresiune, luând în considerare presiunea maximă a gazelor. Secțiunea periculoasă se găseste în dreptul deschiderilor prin care se evacează uleiul colectat în segmentul de ungere. Aria netă a acestei secțiuni în fig. 9. și se calculează cu relația:

A= π-n×d (9.18)

-în care Ds- diametrul exterior al pistonului în dreptul segmentului de ungere: Ds=74mm;

-Di- diametrul interior al pistonului: Di=46mm;

-n- numărul de orificii radiale: n=6;

-d- diametrul orificiului de evacuare a uleiului: d=1,6mm.

Fig. 9.9

Rezultă:

A=3,14(74²-46²)/4-6×1,6(74-46)=5140,5 mm²

Tensiunea la compresiune ce se dezvoltă în această secțiune se calculează cu relația:

σconpr=π×D²×pmax/4×A= 3,14×82²×4,130/4×5140,5=4,24 MPa (9.19)

σconpr< σA=66,67 MPa

8.6. Verificarea mantalei pistonului

Verificarea constă în compararea presiuni ce ia naștere între suprafața laterală a

mantalei și suprafața interioară a cămășii, cu o presiune admisibilă. Această presiune apare datorită forței normale N și nu trbuie să depășească limita admisibilă care se consideră pentru autoturisme [11], [12]:

pa=(0,4…..0,8) MPa

Se adoptă:

pa =0,7 MPa

pm =Nmax/D× Lm (9.20)

Unde; Lm-lungimea mantalei

Nmax –forța normală maximă tabelul 6.1

Pm=1668/82×50= 0,40 MPa =0,6 MPa

8.7. Verificarea umerilor pistonului

Verficarea la forfecare a umerilor pistonului se face când aceștia nu sunt solidarizați prin nervuri cu suprafața internă a pistonului, relația de calcul este :

τf=0.5×pmax×D²/(dn²-d²)≤τa (9.21)

unde :

τa= tensiunea tangențială axială,

τa=(25….40) MPa =29 MPa

du-diamertul exterior al umărului

d-diamertul interior al umărului egal cu diametul exterior al bolțului (d=20mm)

du=d+(8……12)=20+10=30 mm

τf=0,5×4,130×82²/(30²-20²)=27,77MPa<τa=29 MPa

CAPITOLUL 9 CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL BOLȚULUI

9.1. Rol, consțucție, funcționare

Bolțul este organul care stabilește legătura dintre piston și bielă, prin intermediul lui transmițându-se forța de presiune de la piston la bielă .Bolțul fiind o piesă în mișcare, dezvoltă o forță de inerție care se transmite mecanismului motor, de aceea se impune ca masa lui să fie cât mai redusă. El este supus solicitărilor mecanice datorată forței de presiune a gazelor și a forțelor de inerție. Aceste forțe produc încovoierea bolțului în plan longitudinal și analizarea în plan transversal.

Deasemenea în secțiunea A-A, bolțul este solicitat la forfecare (fig.1). Mărimea și caracterul variabil al sarcinilor mecanice solicită bolțul la oboseală.

În afară acestor solicitări, bolțul este supus unei uzuri întinse datorită dificultăților de ungere care determină un regim termic variat, datorită deformațiilor și șocurilor care întrerup pelicula de ulei, mai ales în cazul jocurilor mari. Ca urmare, față de bolț se impun următoarele cerințe:

-rezistență la încovoiere și la șoc;

-rezistență ridicată la uzură;

-rezistență la oboseală.

Constructiv bolțul de formă tubulară, în diferite variante, cea mai des utilizată fiind forma de secțiune constantă.

9.2. Alegerea tipului de asamblare bolț-bielă-piston

Soluția adoptată este cea de bolț flotant, ansamblare ce presupune montarea cu joc a bolțului atât în piciorul bielei cât și în umerii pistonului. Ca urmare pistonul are posibilități atât de rotire cât și de deplasare axială. Biela fiind confecționată din oțel ca și bolțul, pentru a evita uzura dintre ele, ca urmare a mișcării relative dintre ele, are dispusă în piciorul bielei o bucșă antifricțiune.

De asemenea pentru a evita lovirea oglinzii cilindrului de către bolț se fixează deobicei cu inele de siguranță din oțel de arc de secțiune circulară sau dreptunghiulară. Pentru ungerea bolțului în bielă se execută în piciorul acestuia un orificiu ce străbate bucșa antificțiune.

Regimul termic al bolțului are un rol hotărâtor asupra ungerii, în special datorită faptului că ungerea nu se efectuează hidrodinamic, principala cauză fiind mișcarea de rotație periferică. Din acest motiv ungerea este discontinuă, instalându-se un regim semi fluid de ungere, drept pentru care regimul termic al bolțului trbuie limitat. Acest lucru se realizează prin:

-reducerea presiunii sferice dintre bolț și suprafața de reazem, ceea ce se poate realiza prin adaptarea soluției „bolț flotant”;

-reducerea valorilor rugozităților;

-marirea rigidității bolțului [7].

9.3. Alegerea materialului și a dimensiunilor caracteristice

Bolțul se confecționează prin strunjire din bare laminate. Materialul pentru bolț trebuie sa aibă o duritate ridicată a stratului superficial pentru a rezista la uzură și oboseală și o tenacitate ridicată a miezului. Se utilizează oțel carbon de calitate STAS 880-80.

Adopt OL-60 cu urmatoarele proprietăți.

-σc= 400 MPa-limita de curgere ;

-σr= min 700 MPa-rezistența la rupere ;

-δr= 14%-alungirea la rupere ;

-241 HB-duritatea în stare necoaptă.

Dimensiunile bolțului se adoptă pe baza datelor statistice. La alegerea acestora se are în vedere ca masa bolțului să fie redusă, presiuni specifice mici și rigiditate mare .

Fig 10.1

-diametrul exterior deb:

deb=(0,24…..0,30)D =(19,68……22,96),

adopt 20mm,

-diametrul interiordib:

dib=(0,64….0,72)

D =(14,08…..15,84),

adopt 15mm,

-lungimea bolțului:

l =(0,80….0,87)

D =(65,6….76,26),

adopt 66mm,

-lungimea lb de montare a capului bielei:

Lb =(0,30….0,40)

D=(21,32 ….24,6),

adopt 22mm,

-jocul dintre piciorul bielei și umerii pistonului:

j =1mm .

9.4. Calculul de rezistență a bolțului

Bolțul se verifică la oboseală prin încovoiere la forfecare și oboseală. Pentru verificarea la oboseală se admite următoarea schemă de calcul.

Fig. 10.2

M=F/12(l+0,5lb+4×j) (10.1)

Unde:

F- forța care acționează asupra bolțului, forța mobilă pe parcursul unui ciclu. Reprezentăm rezultanta dinte forța de presiune a gazelor Fp și forța de inerție a masei pistonului și a segmenților Fj.

Fj=Fp-Fj

Fj max =0,7 ×Fj max =0,7 ×5684 N (10,2)

F max =Fp max –Fj max=21282-0,7×5684=17303,2N (10.3)

F min =Fp min-Fj max =-100+0,7×9989=6892,3 (10.4)

-Presiunea din locașurile din piston:

Pp=Fmax/2lp×deb=17303/2× 22× 20=19600N/mm²=196,6 daN/cm² (10.5)

Pp≤Pp cdm

Pp adm=(250…540) daN/cm²,

-Presiunea în piciorul bielei ;

Pb=F max /lb×deb=17303/22×20=39,32N/cm²=393,2daN/cm²≤P adm (10.6)

P adm =(400….900) daN/cm²

-Diametrul exterior al bolțului;

deb=F max /l-2j(i/Pp+1/Pp)=17303,2/66-2× 1(1/19,66+1/39,23)=20,44mm (10.7)

deb-adoptat =20mm

-Efectul unitar maxim și minim de încovoiere:

σimax = 8 ×F max (l+0,5lb+4)/3πdeb³(1-α4)=6892(1+0,5×4)/1,2×203(1-0,754)=42,18N/mm2=421 N/mm2 (10.8)

σi adm=(1200….1300)daN/mm2, σi max =σi adm

α=dib/deb=15/20=0,75

-Coeficientul de siguranță la oboseală pentru bolț flotant în bielă pentru OL -60

σr min =700MPa adopt σr=1000 daN/cm2

σ -1=(0,4….0.55) σ2=0.55×1000=520 da/Ncm2 (10.9)

σin=σmax-σmin/2=668,5-168/2=250,25 daN/cm2 (10.10)

-Efectul unitar minim

σi min =Fmin (1+0,5×lb+4j)/1,2deb×(1-α4)=6892(1+0,5×22+4)/1,2×203(1-0,754)=16,80N/mm2≤σi adm (10.11)

c=σ-1/βk/E×δ×σiu=520/1/0,98×1,5×250,25=3,05≥1,5 (10.12)

βk=1

δ-coeficient de calitate al suprafeței δ=1,5 pentru bolț cementat și lustruit.

Pentru oțel finisare fină ε = 0,93

-Efortul unitar maxim de forfecare .

Această verificare se face pentru secțiunea unde forța tăietoare este maximă

Tmax =F/2×τmax, se găsește în axa neutră O2 și este constantă dealungul acestei axe .

τmax=0,85+(1+α+α2)/deb2(1-α4)=0,85×17303(1+0,75+0,752)/202(1-0,754)=

96,61 N/mm2~968 daN/mm2 (10.13)

τa=(600…..1000)daN/cm2.

-eforturile unitare de analizare în secțiunea caracteristică în fibra interioară și exterioară. Pentru verificarea la analizare a bolțului, acesta se consideră ca o bară încărcată simetric, pe circumferința definită de raza medie rm =(deb+dib/4), cu o sarcină p distribuită sinusoidal p=po sinφ.

Φε[0….2π] fig. (10.8)

S-a considerat pe suprafața superioară presiunea ce ia naștere între bolț și bielă.De remarcat că aceasta apare în secțiunile transversale diferite, nu în același plan cum s-au considerat în schema de calcul. Din acest motiv forța F se modifică cu coeficientul:

K=1,5-15(α-0,4)3=1,5-15(0,75-0,4)3=0,856 (10.14)

Funcția β1, β2, β3, β4, se adoptă în funcție de coeficientul k și anume:

β1=5,8;

β2=9;

β3=14;

β4=7.

(σe) φ=0˚=F/ldeb× β1=17303,2/66×20=5,8=760 daN/cm2 (10.15)

(σe) φ=90˚=-F/Ldeb× β2 =-17303,2/66×20×9=-1179 daN/cm2 (10.16)

(σi) φ=0˚=-F/ideb× β3 =-17303,2/66×20×14=-1835 daN/cm2 (10.17)

(σi) φ=90˚=F/Ldeb× β4 =-17303,2/66×20×17=917 daN/cm2 (10.18)

│σiφ adm│=(1400….3000) daN/cm2

Deformația maximă de analizare.

fb max=0,09F/i×E(1+α)/(1-α)3×K=0,09×17303,2/66×21 ×10-6(1+0,75)/(1-0,75)3×0,856=0,0032 mm (10.19)

D=0,01×21=0,020 (10.20)

E=2,1×10-6 daN/mm2 (10.21)

fb max≤ D/2=0,020/2=0,010 (10.22)

-Jocul la montaj în locașul bolțului din piston:

D= D+d eb [α OL(tb-to)-α AL(tp-to)/1+αA1(tp-to)]=0,020+20[12×10-6(150-25)-24,5×10-6(180-25)]/1+24,5×10-6(180-25)=0,0022 mm

Unde:

α Ai=(17….25) ×10-6

α OL=12×10-6

tb=150˚

to=25˚

tp=150…200˚

-pentru D<100 și bolțul flotant în bielă;

-temperatura minimă a pistonului la montarea bolțului flotant.

tmin= -D/αAi(deb+D)+t0=0,002/24,5×10-6(20-0,002)+25=29,08 ˚C

CAPITOLUL 10 CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL BIELEI

10.1. Rol, importanță, condiții funcționale

Biela transmite forța de presiune a gazelor FP și forța de inerție a grupului piston Fgp de la arborele cotit. Împreună cu arborele cotit biela transferă mișcarea alternativă de translație în miscare de rotație.

Componentele bielei sunt: (fig. 1.a)-piciorul, se unește la articulare cu pistonul și capul, se unește la asamblare cu arborele cotit., corpul constitue raza centrală.

Capul are o parte detașabilă numită capac, care permite prinderea cu șurubul pe fusul maneton. Secțiunea capului pentru obținerea capacului detațabil se face după un plan, care face cu axa bielei un plan un unghi de 30˚sau 45˚. Acest ultim caz se folosește în special la m.a.c, la care diametrul mare al fusului maneton , impune dimensiuni mari ale capului, ceea ce face imposibil trecerea bielei prin cilindru la montaj. Condițiile severe de lucru impun că o bielă să aibă rezistență și rigiditate superioară, asigurate prin concepție și fabricație: masă minimă , central al suprafețelor în frecare. Astfel dacă bolțul se rotește în picior, acesta este echipat cu o bucșă antifricțiune presată, practicându-se ungerea bielei cu ulei din ceața înconjurătoare .

În funcționarea bielei pot interveni accidente cu consecințe însemnate. Deficiența de ungere provoacă supraîncălzirea suprafețelor în frecare, fiind posibilă degradarea sau topirea stratului antifricțiune. Cauze diverse pot cauza deformații ale bielei, care constituie premise ale ruperii ei, gripării pistonului și altor avarii. .

10.2. Alegerea materialelor bucșei antifricțiune, bielei, cuzineților și șuruburilor de bielă

Biela se confecționează din oțel carbon de calitate, oțeluri aliate sau aliaje de duraluminiu. Conform STAS 880….88 am adoptat pentru bielă materialul oțel carbon de calitate OL 45×:

-limita la curgere: σc<500MPa ;

-rezistenta la rupere: σr=700-850 MPa.

Bucșa antifricțiune aliaj Cu-Su STAS 192/2-83, rezistența la tracțiune σt=220MPa. Cuzineții bielei, la motoarele pentru autovehicule se folosesc pe scară largă cuzineți subțiri formați din două părti semicirculare.

Cuzineți se confecționează din bandă de oțel cu conținut redus de carbon, pe suprafața interioară aplicandu-se material antifricțiune în grosime de 0,10…..0,25mm. Cuzinetul se montează cu strângere. Pentru evitarea rotirii cuzinetului care duce la obturarea orificiului de ungere, acesta este prvăzut cu un prag de fixare –pinten.

Șuruburile de bielă, conform STAS 791-88 materialul adoptat pentru șuruburile de bielă este oțel aliat cu 42MoCr11 cu urmatoarele caracteristici;

-limita de curgere σc=900MPa

-rezistență la rupere σr=1100-1300 MPa

Șuruburile sunt prevăzute cu piulițe, montarea și demontarea fiind înlesnite, piulițele fiind plasate la capac [3], [4].

10.3. Calculul de rezistență al bielei

10.3.1. Piciorul bielei

Picorul bielei este solicitat de forța de inerție Fi a grupului piston care are valoarea maximă atunci cand pistonul se află la p.m .i., la începutul cursei de admisie, ea se determină cu relația [3], [5], [2], [1]:

Fi=mgp ×r×ω2(1+Λ) (11.1)

Unde :

mgp-masa grupului piston

Mgp-0,509Kg (conform relației)

-diametrul exterior al piciorului bielei;

De=(1,25…..1,65)deb=1,4×20=28 mm

-grosimea peretelui pistonului (fig 11.2)

h=(0,16….0,27)deb=0,20×20=4 mm

-grosimea peretelui bucșei;

hb=(0,075….0,085)deb=0,08×20=1,6 mm

-diamertul interior al piciorului bielei ;

Di=deb+2×hb=20+2×1,6=23,28~23mm

Toleranțele sunt date conform STAS 8104-68 după cum urmează :

-diametrul interior al bucșei în sistem arbore unitar;

-strângerea dintre bucșă și picior în sistem alezaj unitar;

-lungimea piciorului în sistem alezaj unitar relația devine;

Fi=0,50×35×10-3×604,42(1+0,277)=8163 N

ω=K×π/30[rad/s}=>ω=1,05×3,14×5500/30=604,4 [rad/s]

unde ;K=105

n-turația de putere maximă

Forța Fi se determină cu relația ;

Fi=mgp×r×ω2(cos αy+Λcos2αy)=0,50×35×10-3×604,4(cos 377+0,277 cos 754)=

=7581 N (11.2)

Forța rezultantă este :

Fc=Fp-Fi =21282-7581=13701 N

Unde:

Fp-forța maximă de presiune a gazelor ,

Fp=21,282 N tabelul (6.1)

Calculul tensiunilor datorate forței Fi

Se consideră că Fi se distribuie uniform pe jumătatea superioară a piciorului bielei, sub forma unei bare curbe ce schematizează piciorul bielei, bara cu secțiune dreptunghiulară constantă, încastrată în zona de racordare dintre picior și corp (figura 3)

Fig.11.1

11.2

Fig. 11.3

Unghiul fc care marchează începutul racordării piciorului cu capul bielei se determină consructiv fc=120˚

-Raza medie rm este;

rm=De+Di/4=28+23/4=12,75 mm (11.4)

-sarcina uniform distribuită

δ =Fi/2 ×rm=8163/2×12,75=320,11×103 N/m (11.5)

Având în vedere simetria barei , se ia în studiu jumătate din bară, în secțiunea de simetrie apar eforturi static nedeterminate No și Mo (fig.11.4)

Fig. 11.4

Se ridică nedeterminarea (de exemplu cu metoda eforturilor) și rezultă expresiile No și Mo.

No= δ10 δ22 –δ12 δ20 /δ122 -δ11 δ22 [N] (11.6)

Mo= δ11 δ20 – δ10 δ12 / δ122 – δ11 δ22 [N] (11.7)

In care:

δ11 =rm3/E×I(3fc /2-2 sin fc +1/4sin2 fc) (11.8)

δ12 =rm2/E×I(fc -2 sin fc) (11.9)

δ22 = rm/E×I× fc (11.10)

δ10 = Fi×rm3/3×E×I(3/4-π/2-fc/2+ sin fc+cos fc-1/2 sin2 fc -1/4 cos2 fc) (11.11)

δ20 = Fi×rm2/ 2 E×I(sin fc+ cos fc- π/2) (11.12)

Din tabelul 17.7, îndrumar de proiectare pentru fc =120˚.

No =480,18×Fi×10-3=480,18×8163×10-3=3919 [N] (11.13)

Mo =5,99×Fi ×rm ×10-3=5,99×8163×12,75×10-3=623,4 [N] (11.14)

Având eforturile No și Mo din secțiunea de simetreie a bielei , se poate calcula valorile forței axiale Ny, și momentul incovoietor My în orice secțiune a piciorului bielei: pentru f=0.

Nf0 =No cos f+Fi/2(1+cos f)=3919 ×cos 0+8163/2(1+cos 0)=12082 [N] (11.15)

Mf0 =-Mo-rm(No-Fi/2)(1-cos f)=

=623,4-12,75(3919-8163/2)(1-cos 0) ×10-3=623,4 [N] (11.16)

Pentru: f=π/2

Nf =π/2=No cos π/2+Fi/2(1+ cos π/2)=

=3919 cos 180/2+8163/2(1+cos 180/2)=4082 [N] (11.17)

Mfπ/2=-Mo-rm(No- Fi/2)(1-cos π/2)=

=-623,4-12,75(3919-8163/2)( 1-cos 180/2)×10-3=-623,4 [N] (11.18)

Pentru: f=fc=120˚.

Nffc=No cos f+ Fi/2(sin fc-cos fc)=

=3919cos 120˚+8163/2(sin120˚-cos 120˚)=3615 [N] (11.19)

Mffc =-Mo-No rm(1-cos fc)+Fi-rm/2(sin fc-cos fc)=-623,4-3919×12,75×10-3(1-cos 120)+8163×12,75/2(sin 120-cos 120) ×10-3= -619 [N] (11.20)

Pentru: f= π/2.

Nf =No cos fc +Fi/2(sin fc-cos fc)=3919cos 90 +8163/2(sin90-cos90)=

=4081,5 [N] (11.21)

Mf =-Mo-No rm(1-cos fc)+Fi×rm/2(sin fc-cos fc)=

=-623,4-3919×12,75×10-3(1-cos90)+8163×12,75/2(sin90-cos90)10-3=-621,3 (11,22)

Tensiunile în fibrele exterioare :

σei =[F×2Mf×6×rm+h/h(2×rm+h)+k×Nf]1/b×h (11.23)

Unde: h=De-Di/2=28-23/2=2,5 m (11.24)

K=(1+Eb ×hb /E ×h)-1=(1+1,15×105 ×105 ×1,52/2,1 ×105×2,5)-1=0,75 (11.25)

K-coeficient ce ține seama de faptul că o parte din forța axială Np este prelucrată de bucșă în piciorul bielei.

Tensiunea în fibrele exterioare

σa=[-2Mf6×rm+h/h(2×rm+h)+k ×Nf]1/b×h (11.26)

Unde: f=0

σa=[2×623,4 ×6 ×12,75+2,5/2,5(2×12,75+2,5)+0,75×12082]=170 MPa

f= π/2; σe=70 MPa

f=120; σe=62,5 MPa

Tensiune în fibrele interioare fig.(11.5)

σi =[2Mf6×rm-h/h(2rm-h)+k×Nf]×1/b×h (11.21)

f =0; σi =140 MPa

f = π/2; σi =60,2 MPa

f =120; σi =55,4 Mpa

La strângerea So ce apare la montajul bucșei în piciorul bielei se adaugă strângerea St datorată temperaturii (bucsa se dilată mai mult decât piciorul). Strângerea totală (So+St) determină pe suprafața de contact dintre bucșă și picior o presiune Pf.

Strângerea So se determină cu relația :

So=de max-Di min/2=23,020-23,008/2=0,006 (11.28)

St=do(αb-σ)(t-t0)/2=23(18×10-6×10×10-6)(120-15)/2=0,096 (11.29)

Unde;αb=18 ×10-6grd-1

α=10×10-6 grd-1

t-temperatura de regim t=100….150˚C, adopt t=120˚.

to-temperatura de montaj to=15˚.

Considerăm ansamblul bucșă picior ca fiind două tuburi ce se determină presiunea Pf cu relația:

Pf=2(So+St)/do[1/Eb(de2+di2/de2- di2-δb)+1/2(De2+Di2/ De2-Di2+δ)]-1=

=2(0,006+0,0096)/2[1/1,5 ×10-5(232+202/232-202-0,3)+1/10×10-5(282+232/282-232+0,3)]-1=

=4,14×10-9MPa (11.30)

Unde δ și δb=0,3 coeficienți Poisson.

Tensiunile care iau naștere în piciorul bielei datorită presiunii Pf se determină cu relația:

σα=ri2×Pf/ re2- ri2(1+re2/re)=11,52 ×4,14×10-14(1+142/122)=20,2×10-14 MPa (11.32)

Unde :

re,ri-razele interioare și exterioare ale picorului.

re=14 mm

ri=11,5 mm

Variațiile tensiunii arată ca în figura (11.6)

σr= ri2 ×Pf/ re2- ri2(1-re2/re)=11,52 ×4,14×10-14(1-142/122)=-3,10×10-14 MPa (11.33)

Fig. 11.6

Tensiunile datorate forței Fc.

Schema de calcul are la bază următoarele ipoteze:

-piciorul bielei este o bară curbă cu secțiunea dreptunghiulară constantă încastrată în secțiunea de racordare dintre picior și corp.

-forța Fc se distribuie pe suprafața inferioară a piciorului de alungul razei medii, după legea sinusoidală conform relației.

q΄=q΄o sin(f-π/2) unde f=[π/2…..3π/2) (11.34)

q΄o=2Fc/α×rm=2 ×13701/3,14×12,75=684,45 N/mm2 (11,35)

Ținând seama de cele două ipoteze de mai sus și de simetria încastrărilor , rezultă expresiile eforturilor Mo΄ și No΄din axa de simetreie a bielei. Din tabelul 7.8, îndrumar de proiectare rețin (pentru fc=120˚).

No΄=3,39×Fc×10-3=3,39×13701×10-3=46,44 N (11.36)

Mo΄=1,05×Fc×rm×10-3=1,05×13701×12,75×10-3=183,4 N (11.37)

Având valorile eforturilor Mo΄ și No΄ se pot determina eforturile My și My΄în orice secțiune longitudinală a piciorului cu relațiile:

– pentru f ε (0,π/2) (11.38)

N΄f=N’o cos f

M’f=-N’o×rm(1-cos f)-Mi (11.39)

f=0

Ny’=No’=46,44 N

M’y=-M’o=-138,4 N

f=π/2

Ny’=0

My’=-N’o×rm-Mo’=-46,44×12,75-183,4=-775,51 N/mm

f=fc=120˚

N’y=-46,44×cos 120-13701/180[(90-120)sin 120-cos 120]=3142,5 N

M’y=-183,4-46,44×12,75(1-cos 120)+13701×12,75/180×[(90-120)sin 120-cos120]=

=-23785,9 N/mm

Tensiunile σ e’ și σi’devin:

σei’=[±2My’6×rm±h/h(2× rm±h0+kNy’] ×1/b×h (11.40)

Variația tensiunii este dată în figura (11.7).

Pentru f=0.

σe’=[+2×183,4×6×12,75+2,5/2,5(2×12,75+2,5)+0,75×46,44]1/20×2,5=8,97 MPa

σi’=[-2×183,44×6×12,75+2,5/2,5(2×12,75+2,5)+0,75×46,44]1/20×2,5=-8,79 MPa

Pentru f=π/2

σe’=+2×775,51×6×12,75+2,5/2,5(2×12,75+2,5) ×1/20 ×2,5=36,30 MPa

σi’=-2×775,51×6×12,75+2,5/2,5(2×12,75+2,5) ×1/20 ×2,5=40,56 MPa

Pentru f=fc=120˚

σe’=[-2×23785,9×6×12,75+2,5/2,5(2×12,75+2,5)+0,75×3142,5]1/20×25=

=-1026,62 MPa

σi’=[2×23785,9×6×12,75-2,5/2,5(2×12,75-2,5)+0,75×3142,5]1/20×25=1271,59 MPa

Calculul coeficientului la oboseală, graficile tensiunilor prezentate pâna acum arată că secțiunea periculoasă se află în încastrarea f=fc. Se determină tensiunile extreme ale ciclului de solicitare corespunzătore punctelor din exteriorul piciorului (r = re).

Presiunile extreme se determină cu relația:

σ maxe= σe+ σα e/2=62,5+20,2×10-14/2=31,25 MPa (11.41)

σ mine = σe’+ σα e/2=-102,62+20,2×10-14=-513,31 MPa (11.42)

Tensiunile extreme se calculează cu relatiile.

σ ech = σαi- σri=2,19×10-8 MPa

σi max= σi’+ σech =1271,59+2,19×10-8=1271,59 MPa (11.43)

σi min = σi+ σech =55,4+2,19×10-8=55,4 MPa (11,44)

Se determină tensiunile medii:

σme= σe max+ σe min/2=31,25-513,31/2=-241,03 MPa (11.45)

σme’= σi max- σi min/2=1271,59+55,4/2=663,49 MPa (11.46)

σue’= σe max- σe min/2=31,25-513,31/2=272,28 MPa (11.47)

σui= σi max- σi min/2=1271,59-55,4/2=608,09 MPa (11.48)

Coeficientul de siguranță pe fibra exterioară:

Ce=σ-1/Pk/ε×δ σme+ψ σue=800/1/0,95×0,86×2,41,03+0,33×272,2=3,2 (11.49)

σ-1=(0,4…..0,5) σr=> adopt σ-1=800 MPa

ψ-coeficientul de material

ψ=2 σ-1- σo/ σo=2×800-750/750=1,13 (11.50)

σo=(1,6….1,5) σ-1=1200 MPa

βk-coeficient de concentrare a tensiunilor,

βk=1.

CAPITOLUL 11 CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL ARBORELUI COTIT

11.1. Rol, componență, condiții funcționale

Arborele cotit transferă, cu ajutorul bielei mișcare de translație a pistonului în mișcare proprie de rotație și translație spre utilizarea momentului motor dezvoltat de forța de presiune a gazelor.

Pe capătul liber al arborelui cotit se amplasează elementul de etansare pentru ulei cum ar fi garnitura de etansare, pinionul pentru acționarea distribuției, fulia pentru ventilator, clichetul pentru pornirea manuală.

Fusurile paliere sunt fusurile ce se găsesc pe axa de rotație a arborelui cotit și prin intermediul căreia acesta se sprijină în lagarele executate în centrul superior al motorului .

Fusurile manetoane se găsesc de-a lungul și în jurul axei de rotație a arborelui cotit servind la articulația bielelor.

Brațele sunt părțile arborelui cotit ce realizează legăturile dintre cele două tipuri de fusuri.

Contragreutățile sunt mase dispuse pe prelungirea brațelor în sens opus fusului maneton, cu scopul de a ameliora echilibrul forțelor de inerție și al momentelor lor și a descarca parțial lagarele.

Forțele preluate de arborele cotit, produc momente încovoietoare și de torsiune, deasemenea variabile periodic.

Solicitările arborelui cu caractere de șoc datorită jocurilor din articulații, vitezei mari de creștere a presiuni în timpul arderii și solicitărilor de sens ale forțelor aplicate suplimentar fusului arborelui sunt supuse frecării de uzură.

Se observă că din toate organele motorului, arborele cotit suportă cele mai mari solicitări. De aceia nivelul și varietatea solicitărilor impun ca arborele cotit să prezinte valori înalte ale rezistenței la oboseală, rigiditate și rezistentă la uzură a fusurilor precum și susceptibilitate redusă la rezonanța vibrațiilor de torsiune.

11.2. Materiale pentu arbori cotiți

Materialul pentru arborele cotit, depinde de procedeul de fabicație și de dimensiunile arborelui cotit. Acesta se confecționează prin două procedee: forjare și turnare. Forjarea se face liber sau prin matrițe, când lungimea arborelui nu depăsește aproximativ 2m.

Pentru turnarea arborelui cotit se utilizează în deosebi fontă, care s-a dovedit foarte avantajoasă deoarece posedă proprietăți mai bune la turnare decat oțelul și are un cost mai scăzut.

Pentru acest caz aleg fontă cu grafit modular Fgu700-2, care conform, STAS 6071-82 are urmatoarele caacteristici:

-limita de curgere-450 MPa;

-rezistența la rupere-700 MPa;

-alungire-2%;

-duritate-250 NB.

11.3. Alegerea dimensiunilor principale

Dimensiunile se adoptă pe baza datelor stabilite ca în fig 12.1

Fig. 12.1

-Lngimea cotului-l=1,30×D=1,30×82=107 mm;

-Diametrul fusului palier-dp=0,7×D=0,7×82=57,4=57 mm;

-Lungimea fusului palier.

Intermediar:

li=0,6×dp=0,6×57=34,2=34 mm

De la capătul segmentuli central:

lsc =0,8×dp=0,8×57=45,6mm=46 mm

Diametrul fusului monetan:

dM =0,6×D=0,6×82~ 49 mm

Diametrul orificiului longitudinal din fusul moneton:

dmi= 0,56 ×dM=0,56 ×49~ 32 mm

Grosimea brațului:

h=0,22 ×D=0,22 ×82=18 mm

Lățimea brațului:

b=1,15 ×D=1,15 ×82=94 mm

Raza de racordare:

ρ=0,08 ×d=0,08 ×57=4,56 mm~ 5 mm

11.4. Stadiul dinamic al fusului maneton

11.4.1. Forțele care acționeaza asupra fusului maneton

Daca asupra fusului maneton lucrează o singură bielă –motor cu cilindru în linie atunci fusul maneton este solicitat de următoarele forțe fig.12.2.

Fig. 12.2

a) Forța B, variabilă ca mărime și sens, direcția ei fiind întotdeauna de alungul axei bielei, iar componentele ei forța Z de alungul axei brațului manivelei și T tangențială la fusul maneton. Forțele au fost calculate în tabelul 12.1 [6].

b) FRB=m2×r×m2

-m2-masa bielei considerată că execută numai mișcare de rotație;

-m2=0,546 Kg (conform relației 6.20)

-r-raza manivelei, r=35mm

-ω-viteza unghiulară a arborelui cotit;

-ω= 576 rad/s;

-FRB=0,546×35×10-3(576)2=6340,23 N (12.1)

11.4.2. Diagrama polară a fusului maneton

Pentru verificarea elementelor cotului trebuie stabilită variația forțelor aplicate acesteia ceea ce se realizează cu ajutorul diagramei polare.

Construcția grafică ce permite însumarea vectorială a celor două forțe B și FRB, se numește diagramă plană a fusului maneton. Diagrama se trasează pentru un singur fus.

Metoda aleasă presupune obținerea diagramei polare operând cu componentele forței B respective Z și T ce se vor compune cu FRB, dar într-o anumita ordine.

Cum Z și FRB acționează după aceeași direcție,

ZB=Z+FRB (12.2),

deoarece ZB și T sunt perpendiculare,

RM=√ZB2+T2(12.3),

dacă se dorește unghiul,

ψ=arcgZB/T (12.4),

calculele sunt trecute în tabelul (12.1).

11.5. Verificarea fusurilor la presiune specifică și la încalzire

Presiunea specifică maximă și medie pe fus se limitează în scopul de a preveni expulzarea peliculei de ulei dintre aceasta și cuzineți. Presiunile maxime pe maneton și palier au expresiile ;

PMmax= RMmax /dM ×PM [Mpa] (12.5)

Ppmax =Rpmax /dp×lp [Mpa] (12.6),

iar cele medii,

PMmax =RMmed/dp×dM [Mpa] (12.7)

Ppmed=Ppmed/dM×dM [Mpa] (12.8)

Gradul de șoc al lagărului este definit de relațiile;

θM =RMmax/RMmed (12.9)

θP =RPmax/RPmed (12.10)

Verificarea fusului la încălzire se face în felul următor:

-dacă Ffin [N/mm2], este forța de frecare între cuzinet și fus raportată la unitatea de suprafață;

-f-coeficientul de frecare la alunecare;

-Pmed-presiunea specifică medie;

-W- viteza relativă dintre fus și cuzinet, atunci procesul

Ff×N[N/mm2-S], reprezintă lucrul mecanic dezvoltat prin frecare într-o secundă, pe unitatea de suprafață a fusului.

Ff=W=f×Pmed ×W

Coeficientul de frecare este:

F=ct.√w/Pmed (12.11)

Coeficientul de încălzire al lagărului este;

K=√Pmed ×w3 (12.12),

care pentru cele două fusuri are următoarele expresii;

-fusul maneton;

K=√PM med×wM3=√PM med(ξ×π×dm ×10-3×n/60)3[(m×j/s3] (12.13)

-fusul palier,

K=√Pp med×wp3=√Pp med(π×dp ×10-3×n/60)3[(MJ/s3)0,5] (12.14)

11.6. Verificarea arborelui cotit la oboseală

Ipoteza de calcul:

1) Se consideră fiecare corp izolat de restul arborelui cotit, ca fiind un sistem de bază simplu rezemat pe lagărele paliere corespunzătoare.

2) Reazemele sunt rigide și coaxiale.

3) În reazemul din stânga cotului se consideră că acționează un moment de torsiune Ms, care reprezintă suma momentelor de torsiune a coturilor care preced cotul considerat, iar în reazemul din dreapta acționează un moment de torsiune Md, care este dat de suma dintre momentul Ms și momentul de torsiune al cotului considerat.

4) Se înlocuiește sarcina distribuită transmisă de bielă cu o forță concentrată B care acționează pe direcția axei bielei. Această forță se descompune în două componente, o componentă ce acționează în planul sistemului de bare și o componentă T perpendiculară pe acest plan, pe suportul componentei 2 actionează forța de inerție a manetonului FRM și forța de inerție a masei bielei aferentă momentului FRM.

Momentul de intrare Ms și de ieșire Md s-au calculat pentu fiecare cot în capitolul 6. Reacțiunile se calculează cu ajutorul ecuațiilor de echilibru static ale solidului rigid. Luând în considerare numai sarcini care acționează numai în planul cotului și acceptând ca fusurile paliere au aceeași lungime se determină reacțiunile.

Z3=Zd-Freg+FRB+FRM/2-2/2=F-2/2 (12.15)

In planul perpendicular pe planul cotului acționează forța T care determină reacțiunile;

Ts=Td=-T/2 (12.16)

Din condiția de echilibru a momentului față de axa fusurilor paliere, rezultă:

Md=Ms+T×r (12.17)

Momentle în sectiunea periculoasă sunt:

Mu=-Zs×l/2-(FRcg-FRbr)(L/2-a) [N ×mm] (12.18)

MN=-T×l/2 [N×mm] (12.19)

Mt=Ms-T×r/2 [N×mm] (12.20)

Dacă se realizează influiența suprafeței secțiunii orificiului de ungere asupra momentului de inerție ale întregii suprafețe, atunci axele Oy și Oz sunt axe principale de inerție. Deși în dreptul orificiului de ungere pe suprafața exterioară a manetonului, tensiunea este mai mică, aici se consideră punctul periculos datorită fenomenului de concentrare a tensiunii.

σ0=-Mu ×cos f+Mu×sinf/wi [MPa] (12.21)

Modulul de rezistență la încovoiere (wi) se calculează cu relația:

Wi=π(dM4-dMi4)/32dM [mm3] (12.22)

Tensiunea tangentială Mo se determină cu relația:

Mo=Mt/wp [MPa] (12.23)

în care,

Mt-momentul de torsiune care se calculează cu relația (20).

Direcțiunile transmisiilor principale σ1 și σ2 se calculeaza cu relația:

Tg 2θ=2δ/σ0 [grd] (12.24)

Direcțiile θ1 și θ2 vor fi decalate între ele cu unghiul π/2, tensiunile principale vor fi:

σ12= σ0/2±√(σ0)2+4τ2 [MPa] (12.25)

Se determină tensiunea echivalentă:

σech =σ1-σ2 [MPa] (12.26)

Aceste calcule se fac pe baza unui program de calcul, rezultă:

σechmax = 78,12 [MPa] (la 380˚RAe)

σechmin = 4,53 [MPa] (la 170˚Rae)

Coeficientul de siguranță se determină cu relația:

C= σ-1/βk/ε×δσv +ψ ×σm=240/2/0,7×11 ×36,8+0,1-41,3=4,28>Cadm=3,3 (12,27)

Unde,

σ-1- rezistența la oboseală pentru ciclul simetric.

σ-1 =0,3×σr=0,3×800=240 [MPa]

σm –tensiunea medie

σm = σechmax+ σechmin /2=41,3 [MPa]

σu –amplitudinea tensiunii,

σu = σechmax- σechmin /2= 36,8 [MPa]

βk- coeficientul de concentrare al transmisiei – βk=2;ε=0,7;

δ –coeficientul de calitate al suprafetei – δ=1,1

f- coeficient de dilatare al materialului – ψ =0,1.

Tabelul 12.1 Diagrama polară a fusului maneton

RMmax=15138 N-rezultanta maximă pe fusul maneton;

RMmed=9026 N-rezultanta medie pe fusul maneton;

Pm max=7,90 MPa-presiunea specifică maximă pe fusul maneton;

Pmax=7…15 MPa-presiunea maximă admisibilă pe maneton;

PMmed=4,70 MPa-presiunea medie specifică pe maneton;

Pmed=3…10 MPa-presiunea medie admisibilă pe maneton.

Notațiile din tabelul de mai sus reprezintă:

Alfa-unghiul de rotație al arborelui cotit în grd.

Z-componenta forței B de alungul manivelei în N.

Zb-forța sumară Z+FRB în N.

T-componenta forței B perpendiculară pe axa manivelei în N.

RM-rezultanta forțelor Zb și T asupra manetonului în N.

FI-unghiul rezultantei RM cu direcția forței T în grd.

Pentru un cerc cu raza de 50 mm (care reprezintă la scara fusului maneton) în care se înscrie un sistem de axe xy, cu punctul din centrul cercului, coordonatele x și y ale grosimii totale a uzurii, la un unghi curent aj, sunt date în tabelul de mai jos.

Tabelul 12.2 Diagrama de uzură a fusului maneton

Notațiile utilizate în tabelul de mai sus reprezintă:

aj-unghiul curent la care se calculează uzura, în grd.

g-grosimea uzurii exprimată la scară, în mm.

x,y-coordonatele punctului g [3], [10].

CAPITOLUL 12 PROIECTAREA TEHNOLOGIEI DE FABRICARE A BIELEI

12.1. Descrierea tehnologică a piesei.

În timpul funcționării, biela este solicitată sarcinilor variabile datorită presiunii gazelor și forțelor de inerție. În unele perioade de funcționare ale motorului, solicitările bielei capătă un caracter de șoc.

Forța de compresiune a gazelor solicită biela la compresiune și flambaj. Prin compresiune pot apărea deformații remanente care scurtează biela înpiedicând mișcarea liberă a acesteia, flambajul determină o perturbare a paralelismului axelor găurilor bielei având drept consecință accelerarea uzării lagarelor.

Forțele de inerție ale maselor cu mișcare de translație solicită biela la întindere provocând ovalizarea găurilor, ceea ce favorizează posibilitatea apariției gripajului. Forțele de inerție tangențiale proprii încovoaie capul bielei în planul de oscilație. Deformațiile suplimentare pot apîrea și datorită poziției excentrice a bolțului din cauza jocului exagerat.

Date fiind condițiile de lucru pentru o bielă se impune o mare rezistență la oboseală și o mare rezistență la rigiditate. Pentru a micșora forțele de inerție, masa bielei trebuie să fie cât mai mică.

Biela se confecționează prin matrițare din oțel carbon de înbunătățire sau oțel aliat. Se folosesc oțeluri de tip: OLC 45 S, OLC 60, 40 CR 10, 41 Ma C11. După matrițare corpul bielei nu mai suferă nici o prelucrare în afară de cea de îndepărtare a bavurilor și șlefuirii racordărilor. Șuruburile de bielă sunt confecționate din aceleași oțeluri aliate de înbunătățire. Bucșele din piciorul bielei se confecționează din bronz cu aluminiu, bronz cu plumb sau bronz fosforos, care are o bună rezistență la uzură și la oboseală.

Asigurarea unei rezistențe înalte la oboseală se obține printr-o forjare corectă a materialului cu o repartizare corespunzătoare a fibrelor în semifabricat și prin metode speciale de verificare a straturilor superficiale ale corpului bielei.

De obicei, biela și corpul acesteia nu sunt interschimbabile, întrucât ele sunt supuse unor prelucrări definitive în stare ansamblată, la fel ca și în bucșele din piciorul bielei [4], [7].

12.2. Descrierea procesului tehnologic proiectat

După cum s-a mai arătat pentru procesul tehnologic proiectat, s-a ales un semifabricat forjat în matriță.

Prin operația ce se execută este rectificarea forțelor laterale pe o mașină de rectificat plan cu două capete. Piesele se așează pe platoul magnetic al mașinii și se sxecută prelucrarea pe una din fețele brute după care urmează rectificarea celorlalte suprafețe la cotă finală conform planului de operații.

Următoarea operație este găurirea –alezare ce se execută pe o mașină de găurit verticală. Controlul se sxecută cu tampoane speciale T-NT.

Următoarea operație este branșarea la cotă finală a alezajului din piciorul bielei. Operația se execută pe o mașină de broșat verticală. Verificarea se face cu dispozitive de control pneumatic pentru alezaje [8].

Următoarea operație este operația ajustare-debavurare a muchiilor rezultate de la operațiile precedente . Se execută cu biaxul cu piatră cilindrică și se verifică uzual.

Următoarea operație care se execută este de găurire, lamare, alezare, șamfrenare pentru realizarea locașurilor șuruburilor speciale de bielă . Operația se execută cu o mașină specială de găurit, lamat, alezat și șanfrenat pevazută cu 7 locuri de muncă. Modul de lucru al mașinii este redat în planul de operații. Verificarea se face cu dispozitve speciale.

Următoarea operație este operația de frezare a locașului pentru cuzinet, care se execută pe o mașină de frezat universală. Prinderea se face pe un dispozitv special care asigură prinderea pentru prelucrare cu 4 piese.

Operația următoare este cea de rectificare a suprafeței planului de separație cu capul bielei. Se execută pe o mașină de rectificat plană. Dispozitivul de prindere asigură prinderea și prelucrarea simetrică a 4 piese. Verificarea se face pe un dispozitv special de control.

Operația de spălare se execută cu ajutorul unei mașini de spălat și are ca scop îndepărtarea impuritătilor și rezidurilor de prelucrare.

Ultima operație care se execută este operația de control tehnic, se execută manual și în cadrul ei se verifică cu dispozitive speciale de control și verificarea cotelor și condițiile impuse prin zona de control final. Tot în cadrul acestei operațiuni se face sortarea pe clase de greutate.

12.3. Schema procesului tehnologic și fundamentarea ei

Procesul tehnologic de fabricare a bielei se execută dupa următoarea schemă:

Rectificare plană;

Găurire- alezare,

Broșare alezaj picior;

Broșare semialezaj cap;

Ajustare-debavurare;

Burghiere, lamare, alezare, șamfrare;

Frezare;

Rectificare;

Spălare;

Control final.

Am ales aceasta schemă a procesului tehnologic ținând seama de condițiile tehnice specificate în desenul piesei. Deasemenea alegerea operațiilor de prelucrare am făcut-o ținând seama de precizia și rugozitatea suprafețelor, de dimensiunile, masa și configurația piesei.

Cunoscând tipul și precizia semifabricatului, am stabilit prin operația de prelucrare a fiecărei suprafețe și prelucrările intermediare care să asigure treptat mărirea preciziei. În această situație, sucesiunea operațiilor am stabilit-o după cum urmează:.

1) Prelucrarea suprafețelor care devin baze tehnologice;

2) Prelucrarea de degresare a suprfețelor principale;

3) Prelucrarea de degresare a suprfețelor auxiliare;

4) Prelucrarea de finisare a suprfețelor prinicipale.

12.4. Itinerariul tehnologic

Operațiile și fazele care se efecuează pentu execuția reperului cap bielă, sunt după cum urmează:

1) Rectificare plană

1.1 Așezarea pieselor pe platoul magnetic și prinderea lor

1.2 Rectificarea feței laterale

1.3 Desprins întors și tras piesă

1.4 Rectificat cealaltă suprafață – respectâtând cota

1.5 Desprinderea piesei

Control

2) Găurire – alezare;

2.1 Post 1; Alimentare post +descărcare

2.2 Post 2; Gaurire, o gaură la cotă, străpunsă

2.3 Post 3; Alezare gaură, străpunsă

2.4 Control.

3) Brașare alezaj pentu braț

3.1 Așezarea pieselor în dispozitiv

3.2 Broșare gaură

3.3 Desprins, scos piesă din dispozitiv

3.4 Control.

4) Broșare, semialezaj bielă

4.1 Prindera pieselor în dispozitiv

4.2 Broșat semialezaj la R23,5+0,2 față de separație

4.3 Desprins, scos piesă din dispozitiv

4.4 Control.

5) Ajustare-debavurare

5.1 Ajustarea manuală a pieselor și teșirea muchiilor la apoximativ 0,2×45˚

6) Găurire, lamare, alezare, șamfrenare.

6.1 Post 1; Prinderea pieselor în dispozitive

6.2 Post 2; Găurire 2 găuri Ф8, adâncime 8 și lamare Ф20,25+0,33 respectând cota

6.3 Post 3; Găurire 2 găuri Ф9,75±0,11, respectând cota 6,6±0,5si 0,3

6.4 Post 4; Lărgire 2 găuri laФ 8,75±0,11și șamfren la 60˚ laФ10,5

6.5 Post 5; Alezare-finisare 2 găuri Ф9,25+0,022 și șamfren la 60˚ laФ10,5

6.6 Post 6; Lamare, finisare Ф20+0,084 respectând cota 16,1 și șamfren 0,3÷0,7×45˚

6.7 Post 7; Desprins, scos piesele din dispozitiv

6.8 Post 8; Control.

7) Frezare

7.1 Prinderea pieselor în dispozitiv

7.2 Frezare degajări la Ф50 respectând cotele din schiță

7.3 Desprins, scos piese din dispozitiv.

7.4 Control.

8) Rectificare.

8.1 Prinderea pieselor în dispozitiv

8.2 Rectificarea plan de separatie

8.3 Desprins, scos piesele din dispozitv și depozitat

8.4 Control.

9) Spălare.

9.1 Așezarea pieselor în coșul pentru spălare și intoducerea pieselor în baie

9.2 Spălarea pieselor conform tehnologiei de spălare

9.3 Scoaterea pieselor din baie

9.4 Suflarea cu aer comprimat până la uscarea completă a pieselor

10) Control final.

10.1 Piesele se vor controla la cotele și condițiile impuse de documentația conform gamei de control final.

12.5. Calculul adaosurilor de prelucrare

Calculul adaosurilor de prelucrare și dimensiunile intermediare pentru operațiile de prelucrare a suprafețelor plane frontale ale capacului bielei [3], [5]. Operațiile de prelucrare a suprafețelor plane frontale pentu obținerea dimensiunii finite cei 27mm sunt:

-frezare simultană a fețelor frontale;

-rectificarea plană a fețelor frontale pe o parte;

– rectificarea plană a fețelor frontale pe cealaltă parte. Ambele operatii se execută după ce biela a fost tratată termic.

a) Calculul adaosului pentru rectificarea plană (operația procesului este frezarea într-o singură fază ) la cota 27mm.

Se adoptă : Rzi-1=11mm, Si-1=0, (după tratamentul termic Si-1se exclude din calcul)

pi-1=k×psf, , unde k=0,06 (13.1)

psf=Dc×L, Dc=4 μm/mm, (13.2)

pi-1=0,06×4×27=6,4 μm.

Așezarea pe masa magnetică nu produce erori de fixare. Adaosul minim pentru rectificare plană este:

Apmin=R3i-1+pi-1=10+6=16 μm (13.3)

Toleranța la operația de rectificare plană în treapta 9 de precizie este T=52μm:Adaosul de prelucrare nominal este:

Apnom=Apmin+T=16+52=68 μm (13.4)

Dimensiunea maximă înainte de ultima rectificare plană este:

h2max=h3max+Apnom=27,068 mm (13.5)

Dimensiunea minimă:

h2min=h3min-T=27-0,052=26,95 (13.6) ,

cota h2 înainte de ultima rectificare este:

h2=27,1 -0,05 mm.

Adaosul nominal este:

Ap3nom=h2-h2ωn=27,1-26,95=0,15 mm (13.7)

Cerem forțele frontale să fie simetrice față de axa longitudinală, este obligatorie adaptarea aceluiași adaos: Ap2nom=0,15mm. Cota nominală înainte de prima fază are rectificare plană (după frezare) este:

h1nom=h1max=27,1+0,15=27,25 mm (13.8)

Toleranța la operația de frezare într-o fază din treapta 10 de precizie este:

T=84 μm,

Dimensiunea minimă înainte de prima rectificare:

h1min=27,25-0,08=27,17 mm (13.9),

deci operația de frezare plană se va executa la cota ;

h=27,2 mm (13,10).

Calculul adaosului prin frezare plană Rzi-1=160μm

Si-1=0 (semifabricatul fiind tratat termic Si-1se exclude din calcul)

Pi-1=4×27=108μm (13.11)

ε i =0

Frezarea executându-se simultan se utilizează relația de calcul pentru adaosul simetric:

2Apiωn=2R3i-1+2pi-1=2×160+2×108=536 μm (13.12)

Pentru calculul adaosului de prelucrare nominal la frezare precum și pentru dimensionarea semifabricatului sunt necesare abaterile limită la matrițare, conform STAS 7670-83 standardizat funcție de masa piesei matrițate.

S=mp/mh (13.13)

-mp-masa semifabricatului matrițat mp=0,7kg;

-mh-masa corpului geometric în care se înscrie semifabricatul matrițat mh=1,1kg.

S=0,7/1,1~0,63,piesa se înscrie în seria de complexitate S2, 0,32<S>0,63.

Oțelul OLC 45 având conținutul de carbon de 0,42…0,5 se încadrează în grupa M1 de calitate, în aceste condiții, din tabel se aleg datele limită +0,9mm și -0,4mm.

Adaosul de prelucrare nominal bilateral

2Ap1nom=2Ap1min+|Aius|-|Aiui| (13.14)

2Ap1nom=0,536+|0,9|-|-0,4|=1,836 mm, cota nominală

hsnomh1ωn+2A1min+|Aius|=27,17+0,536+0,9=28,61 mm se rotunjește

hsnom=29mm,matrițarea se face la cota 29+0,9și -0,4 mm (13.15)

Adaosul nominal real pentru operația de frezare, recalculat în urma rotunjirii este:

2Ap1nom=29-27,25=1,75 mm (13.16),

pe fiecare fața frontală revine adaosul:

1,75/2=0,875mm (13.17)

Adaosul de prelucrare nominal total se obține prin diferența cotelor nominale ale semifabricatului și piesei finit.

2Apnom=29-25,95=2,05mm (13.18),

adică pe fiecare față p;

2,05/2=1,025mm (13.19).

12.6. Calculul regimului de lucru

a. Rectificarea se face cu partea frontală a discului abraziv.

Alegerea mașinii de rectificat.

Ținând cont de dimensiunile piesei se face o alegere preliminară a mașinii de rectificat, N.A.S cu caracteristicile:

-lungimea piesei 1000 mm;

-lățimea 300 mm;

-înălțimea maximă a piesei 400 mm;

-diametrul maxim al piesei 350 mm;

-puterea maximă 15 KW;

-turația piesei 1450 rot./min;

-viteza de înaintare a mesei (0……16)m/ωi.

Alegerea piesei.

Din STAS 601/1-84 se adoptă piatra de rectificat cilindrică cu caracteristicile:

-D×d×N=300×30×30;

-granulație 50-40;

-material adeziv E:

-duritate y-k;

-liant C.

Durabilitate economică.

Tec=10 min.

Adâncimea de așchiere

t=0,01 mm, cu o viteză a mesei de 3m/s.

Numarul de treceri.

i=Ap/t=0,15/0,01=15 treceri.

Avansul transversal.

st=0,01mm/cursă.

Viteza de așchiere se adoptă V=24m/s.

n=60000/π×D×V=60000/3,14×300×24=1524 rot/min.

Din gama de turații a mașinii aleg,

nr=1420 rot/min=>Vp=π×D×nr/60000=3,14×300×1420/60000=22,4m/s

Viteza avansului principal.

Vs=12,5m/s

Verificarea puterii mașinii.

Pentru Spc<0,01 si βR<48 mm=>Mc=5,1 kW.

Puterea se corectează cu doi cieficienți:

K1=0,8 și K2=1,1=>NR=Ne×K1×K2=5,1×0,8×1,1=4,49 kW

NR<NMU

b. Frezarea

Alegerea sculei freza cilindro-frontală cu placuțe din cuburi metalice.

D=160mm; Z=16 dinți

Adâncirea de așchiere.

t1=t2=Ap=1,75 mm

Durabilitatea economică.

Tec=240 mm

Viteza de avans.

Vs=180 mm/min

Turația frezei.

nf=340 rot/min

Viteza de așchiere.

V=π×D×n×f/1000=3,14×160×340/1000=171 m/min

Puterea consumată.

Ne=8,7 kW, se alege o mașină de frezat de tip,

-IAV 1000, cu caracteristicile:

-S=3000×1000;

-L=600;

-NMU=38 kW, Ne<NMU.

12.7. Calculul masei tehnice de timp

Acest calcul este necesar atât pentru a conține un consum minim de timp cât și pentru o dimensionare ulterioară a liniei tehnologice [3].

Deoarece se va calcula norma de timp pentru fiecare operație, relația de calcul este:

Nt=Tpi/n+t b+t o+t dt+t do+tan, unde

n- lotul optim de piese pentru care sau pregatit scule dispozitive etc.;

Tpi-timpul de pregătire-încheiere;

t b-timpul de bază al operației respective;

ta- timp ajutător specific fiecarei operații;

tda-timp de deservire organizatorică pentru fiecare loc de muncă;

tdf-timp de deservire tehnică al fiecarui loc;

tan-timp de odihnă și necesități fiziologice.

1) Curățare –degresare –spălare

Ținând cont că pentru spălarea pieselor se folosește o baie de degresare, rezultă:

Ns=k(t b+te+ti+ta)

unde:

k-coeficient ce ține seama de gradul de murdărire a pieselor k=1,5 h;

t b-timp de bază la spălare 1h;

te-timp de limpezire 0,5h;

ti-timp de încărcare a pieselor 0,2h;

td-timp de descărcare a pieselor 0,5h.

Ns=1,15(1+0,5+0,2+0,5)=2,53 ore pentru întregul lot.

2 ) Control tehnic

NT=2,5 min.

3 ) Îndreptare

NT3=27 min

4 ) Frezare

L1=0,5(D-√D2-B2)+(0,5…..3) mm.

D=100 mm.

B=97,5 mm=>l1=17,5.

L2=(1…6)=>3 mm.

Sz=16 dinți.

N=340 rot/min=>tb=97,5+17,5+3/0,35 ×340×16=0,061 min.

ta este format din:

ta1-timp de prinde desprindere a piesei;

ta2-timp pentru comanda mașinii;

ta3-timp pentru măsurători și curățirea de așchii a mesei;

ta4-timp pentru evacuarea așchiilor;

t5-timp pentru măsurători și control=0,11 min;

ta =t1+t2+t3+t4+t5=1,26 min;

tdt=5,5%-t b=5,5/100 ×0,06=0,00035 min;

tda=1,2 ×t b=1,2/100×0,061=0,00073 min;

Tap=t b+ta=0,0061+1,26=1,321;

tan=45%-Tap=4,5/100-1,321=0,059 min;

Deci N Tn=2,7;

5) Alezarea, normarea se face pentru capul mare al bielei NT5=5,18 min.

6) Rectificarea ; Tpi =4,5+9=13,5 min, t b=l+l1+l2/1000×Vm ×Al/t×1/u×k

L=275mm, l1=0,5(D-√D2-Bp2), D=300 mm, Bp=97,5 min=>l1= 8,1mm, l2=6 mm

Al=0,028

n-numărul de piese prelucrate simultan (n=1), t=0,01 mm (adoptat);

Vm=12,5 m/min, kf=1,5=>t b=275+8,1+6/1000×12,5×0,028/0,01=0,1min;

tdt=1,1-ti-td×1/T unde ti-timp de îndreptare a discului abraziv=1,5 min;

t b=0,1min;

T=10 min;

tdt=1,1×1,5×0,1×1/10=0,022 min;

tdo =1,5%×Top=1,5/100×1,321=0,015 min;

ton=4%Top=0,04 min=>NTo0,04+0,015+0,022+0,9+0,1=1,212

7) Protejare NT7=1,01 min.

8) Cromare NT8=1,6 min.

9) Control final NT9=2,5 min.

10) Curățire NT10=1,52 min.

11) Conservare NT11=1,52 min.

12) Ambalare NT12=1 min.

Norma tehnică de timp este:

NT=∑12i=1 ,NT=49,842min

12.8. Alegerea metodei de organizare a producției și fundamentarea ei

Pentru fabricarea bielei, pentru motorul proiectat având în vedere planul de producție anual și procesul tehnologic proiectat, am adoptat metoda de fabricație în flux ce se caracterizează prin aceea că lucrările de prelucrare se execută pe locuri de muncă organizate în succesiunea operațiilor executate în procesul tehnologic.

În cadrul acestei linii de prelucrare în fluxul mașinilor și utilajelor sunt amplasate în ordinea operațiilor de prelucrare, transportul pieselor de la un loc la altul de muncă realizându-se cu cărucioare speciale.

Prin această organizare piesele se execută, se deplasează cu intermitentă de la un post la altul ocupând poziții succesive în fața posturilor de lucru corespunzător diverselor faze ale procesului de fabricație.

Acestă metodă crește numărul de posturi de lucru și de muncitori și înbunătățește mult gradul de folosire al utilajului.

12.9. Proiectarea normelor de N.T.S.M.si P.S.I. pentru linia tehnologică

Pentru evitatre tuturor pericolelor de accidentare și îmbolnăvirea profesională, normele de protecție a muncii prevăd o serie de măsuri de evitare astfel:

-mașinile și utilajele vor fi amplasate astfel încât distanța dintre ele, stâlpi și pereți să fie conform normelor;

-la amplasarea mașinilor și instalațiilor trebuie prevăzut spațiul de manevră necesar executantului pentru a evita mișcările inutile și obositoare [2].

Principalele surse de pericol ce pot apărea la prelucrarea prin așchiere dacă nu sunt luate măsuri corespunzătoare sunt legate de:

-așchiile care se detașează în timpul lucrului;

-bucați de scule așchietoare expulzate, din zona de așchiere, organele de transmisie și mecanismul de acționare al mașinii unelte, dispozitivul de fixare al pieselor ce se prelucrează și curentul electric. Prevenirea accidentelor datorate așchiilor ce se realizează prin geometria sculelor așchietoare și prin măsurile de protecție a omului contra acestora (echipament de protecție, apărători, ochelari).

La rectificare, principalul pericol îl constuie spargerea discului abraziv. Pentru prevenirea accidentelor, discul abraziv trebuie verificat atent înainte de montarea pe mașină, corespunzător normelor și utilizate la regimurile procesului.

Deasemenea este necesară folosirea echipamentelor de protecție corespunzătoare operațiilir efectuate.

Pentu dispozitivele de prindere a pieselor și sculelor trebuie acordat atenție sporită asigurării acestora a.î. să fie evitat orice pericol de accidentare.

Asigurarea contra electrocutării se realzează prin:

-inaccesibilitatea la părțile ce fac parte din instalația electrică;

-folosirea tensiunilor reduse pentru lămpile electice portabile (24 V);

-folosirea utilajelor de avertizare;

-protecția pentru legare la pamânt sau nul.

Un rol important pentru evitarea accidentelor de muncă îl deține iluminatul corespunzător al locului de muncă [3].

BIBLIOGRAFIE

[1] Grunwald B.-Teoria, Calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere, București EDP-1980.

[2] Abăitancei D. și Dobrescu Gh.- Motoare pentru autovehicule, București FDP-1975.

[3] Dumitrescu V,Racotă.R. și Bădescu N.- Îndrumător proiectare motoare pentru autovehicule rutiere, Litografia S. Pitești -1990.

[4] Abăitancei D.- Motoare pentru autovehicule și tractoare vol.1, Editura Tehnică. București 1978.

[5] Abăitancei D. Ș.a.- Motoare pentru autovehicule și tractoare vol.2 , Editura Tehnica. București 1980.

[6] Mavdiru C.- Autovehicule Dacia –Editura Tehnica București 1990.

[7] Marincaș D.și Neagu E.-Combustibili, lubrifianți și materiale speciale pentru automobile –EDP-București 1977.

[8] Pațincu Gh., Tabacu I . și Mara V.- Automobile EDP1980.

[9] Zătreanu Gh.- Construcția și calculul motoarelor cu ardere internă , Litografia P București 1984.

[10] .Buzdugan Gh.-Rezistența materialelor, București Editura Tehnica 1980.

[11] *** Manuale de reparații, întreținere și exploatare a autovehiculelor.

[12] *** Standarde de stat (STAS).