Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete [600181]

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

1
UNIVERSITATEA TEHNICĂ “GHEORGHE ASACHI” DIN IAȘI
FACULTATEA DE MECANICĂ

PROIECT DE DIPLOMĂ
Sisteme de propulsie pentru acționarea
unei motociclete

Conducător științific:
Ș.l.dr.ing. Iulian Agape

Absolvent: [anonimizat], 2015

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

2

Memoriu justificativ

Tendința actuală în construcția de motoare cu piston pentru motociclete, include
câteva direcții importante care au devenit de fapt criterii de bază pentru proiectare:
– sporirea puterii litrice prin mărirea turației implică utilizarea unui număr mare de
cilindri, cu alezaje mici, obtinându -se puteri mari pentru mase reduse ale motorului; de
asemenea, acest obiectiv se obține și prin utilizarea aliajelor uș oare pe bază de aluminiu;
– altă problem ă în construcția de motoare o constituie poluarea cu gazele și produșii de
ardere ai combustibililor; în acest sens motorul studiat satisface cerințele pentru care se reduce
foarte mult poluarea cu gaze nearse.
Cerin ța fiabilitătii sporite trebuie corelat ă în mod judicios cu soluția constructiv ă care,
de regul ă, pare cea mai simpl ă.
Pentru a se putea evalua performanțele motorului studiat s-a încercat realizarea unui
calcul de proiectare cât mai exact, majoritatea ca lculelor de verificare în care se impunea
efectuarea unor operații complexe, au fost simplificate prin implementarea unui program de
calcul propriu, realizat în Microsoft Excel. Bibliografia a fost consultat ă din plin, fiind foarte
utilă și în ceea ce privește redactarea proiectului.
Motorul studiat este destinat motocicletelor adventure deoarece dezvolt ă un cuplu și o
putere comparabil ă cu cea a motoarelor ce echipeaz ă autovehiculele rutiere și are o
economicitate redicat ă. Motivul alege rii acestei teme a fost curiozitate studierii în am ănunt a
motorului ce echipeaz ă propria motociclet ă iar dup ă realizarea calculelor am constatat c ă deși
este un motor fabricat în secolul trecut are o tehnologicitate ridicat ă și este superior multor
motoar e actuale din punct de vedere al performanțelor.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

3
CUPRINS

CAPITOLUL 1 ……………………………………………………………………………… ..5
APARI ȚIA MOTOARELOR TERMICE …………………………………………………. .5
1.1. ISTORIC ………………… …………… …… ……………………… ……………………… ..5
1.2. NOȚIUNI INTRODUCTIVE ……………………………………………………. ……………. .6
1.3. CLASIFICA REA MOTOARELOR CU ARDERE INTERNĂ …………………. .6
1.4. ELEMENTELE MECANISMULUI MOTOR ……………….. ……………. ………….. 8
1.5. MOTOARE CU ARDERE INTERNĂ PENTRU MOTOCICLETE …………10

CAPITOLUL II ………………………………………………………………………………………………………. 21
MECANISMUL MOTOR ……………………………………………………………. …………………………21
2.1. PISTONUL ……………………………. …………… ……………………………………………….. 21
2.1.1. Componență . Funcț ii………………………………………………………………. …21
2.1.2. Materiale pentru pistoane ……………… …………………….. …………………… 22
2.1.3. Pistoane pentru motoare rapide ……………………… ………………….. ……..23
2.1.4. Pistoane p entru motoare semirapide ș i lente ………… …………………….2 6
2.2. BOLȚ UL…….. …………………………………………………………….. ………. ……………….27
2.2.1. Condiții funcț ionale …………… …………………………… …………………………27
2.2.2. Materiale pentru bolț …………. ………………………….. …………………………28
2.2.3. Construcția ș i montajul bolț ului…………………………………………………2 8
2.2.4. Ungerea bolț ului……………………. ………………………………………………… .30
2.3. SEGMENȚ II…….. ………………………………………………………. …………………………31
2.3.1. Rol. Condiț ii generale …………………………. ………….. …………………………31
2.3.2. Materiale pentru segmenț i………………………………. …………………………32
2.3.3. Etanș area la gaze ………………… …………………………… ……………………. …32
2.3.4. Etanș area la ulei …………………. …………………………………………………….. 33
2.3.5. Construcția segmenț ilor………. ……………………………………………………. 35
2.4. BIELĂ ………………………………. …………………………. ………….. …………………………36
2.4.1. Rol. Condiții funcț ionale ……… ……………………………………………………. 36
2.4.2. Materiale pentru biele ………… ………………………….. …………………………37
2.4.3. Construcț ia bielei ……………….. ……………. ………………………………….. …..38

CAPITOLUL 3 …………………………………………………………………………….. …………………………42
CALC ULUL PROCESELOR DE LUCRU Ș I AL ELEMENTELOR COMPONENTE ..
GRUPULUI MOTOR ………………………………………………………………….. ………………………….42
3.1. MOTORUL DE MOTOCICLETĂ KTM LC4 …………… …………………………42
3.2. CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI LC4 ……………….. ………………….43
3.2.1 Introducerea datelor ini țiale………………. ……………. …………………………43
3.2.2 Calculul procesului de admisie ……… …………………………………………… .43
3.2.3 Calculul procesului de comprimare …………………………………………….. 45
3.2.4 Calculul procesului de ardere …………… ………………………………………… 45
3.2.5 Calculul procesului de destindere ……… ……………… ………………………..48
3.2.6 Trasarea diagramei indicate în coordinate P -V……………………… …….49

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

4
3.3. CALCULUL ELEMENTELOR COMPONENTE ALE MOTORULUI …….5 6
3.3.1. Calculul pistonului …………………………………………………………………….5 6
3.3.1.1. Dimensiunile principale ale pistonului ……………………….5 8
3.3.1.2. Verificarea pistonului la solicită ri termice ……………………….58
3.3.1.3. Calculul eforturilo r unitare termice pentru capul ……………….
pistonului ……………………………………………………………………………….. …59
3.3.1.4. Calculul eforturilor unitare mecanice pentru capul …………….
pistonului …………………………………………………………………………………. .61
3.3.1.5. Calculul la oboseal ă al capul pistonului …………………………..62
3.3.1.6. Verificarea regiunii portsegmenț i……………… …………… ………64
3.3.1.7. Verificarea secț iunii transversale prin canalul segmentului …
de ungere ……………………….. …………. ………………….. …………………………65
3.3.1.8. Calculul umerilor p istonului ………………… …………………………67
3.3.2. Calculul bolțului …………. ………………… ……………… …………………………68
3.3.2.1. Dimensionarea bolțului și a inelelor de siguran ță……………..68
3.3.2.2 . Verificarea bolțului la solicitări ………. ……………… ………………68
3.3.3. Calculul segmen ților…………………………………………………. ……………..70
3.3.3.1. Dimensiunile segmen ților……….. ……………………………. ………..70
3.3.3.2. Presiunea medie elastică ……….. …………………………….. …………70
3.3.4. Calculul bielei …………………………………………………………………… ……..72
3.3.4.1. Calculul piciorului bielei ………………………………………….. ……..72
3.3.4.2. Calculul corpului bielei ………………………………………….. ……….75
CAPITOLUL 4 ……………………………………………………………………………………………………….. 78
STANDUL MOTORULUI LC4 …………………………………………… ………………………………….. 78
BIBLIOGRAFIE …………………………………………………………………………… …………………………81
ANEXE …………………………………………………………………………………………. …………………………82

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

5
CAPITOLUL 1
APARI ȚIA MOTOARELOR TERMICE

1.1. ISTORIC

Încă din veacul al doilea î.e.n., Heron din Alexandria cunoștea forța de expansiune a
vaporilor și a cons truit chiar o turbină . Prima mașină cu aburi a constat într -o sferă goală pe
dinăuntru pivotată pe două tuburi prin care tr eceau aburii dintr -un mic fierbă tor. Aburii
umpleau sfera și ieșeau pr in țevi dispuse în părț i opuse ale acesteia, jeturile de aburi care
țâșneau determinau sfer a să se rotească .Totuși , în ciuda faptulu i că era o invenție interesantă ,
mașina nu servea unui scop util.

Fig. 1.1 Prima mașină cu aburi realizatâ de Heron din Alexandria

Prima mașină cu aburi cu utilitate practică a fost inventată î n 1698 de inginerul englez
Tomas Savery (1650 -1715) și era folosită pentru a absorbi apa din minele de carbuni.
La masina inventată de Tomas Newcomen (1664 -1729), în ju rul anului 1710, aburii
împingeau un piston în sus printr -un cilindru apoi acest cilindru era răcit pentru a condensa
aburii și pistonul era tras în jos.
Masina inventată de James Watt (1736 -1819) în anul 1769 a fost mult mai eficientă
decât cele ale ingin erilor Savery si Newcomen deoarece aburii treceau într -o cameră separată
pentru condensare. Deoarece cilindrul nu era încălzit și răcit alternativ, pierderile de căldură
ale mașinii erau relativ scăzute. De asemenea, mașina lui Watt era mai rapidă pentru c ă putea
admite mai mulți aburi în cilindru odată ce pistonul se întorcea în pozitia inițială. Aceasta și
alte îmbunătăț iri concepute de Watt au făcut ca mașina cu aburi să poată fi folosită într -o
gamă largă de aplicaț ii.
Belgianul Étienne Lenoir (1822 -1900) testează în vara anului 1860 automobilul său,
ce er a echipat cu un motor compact „cu ardere internă ”. A fost primul motor în interiorul
căruia se producea arderea unui combustibil cu ajutorul unei scâ ntei electrice , căldura obținută
prin ardere fiind tr ansformată î n lucru mecanic prin destinderea produselor arderii. Ulterior,
acesta aduce și unele inovații, cum ar fi carburatorul modificat care permitea și
utilizarea petrolului lampant drept combustibil.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

6
În anul 1861, inginerul german Nikolaus Otto (1832 -1891) a asamblat primul motor
funcțional cu benzină, apoi, î n anul 1876, el a construit motorul cu c ombustie internă î n pat ru
timpi, considerat anul de naștere al motorului cu aprindere prin scânteie, trecându -se astfel de
la motorul î n doi timp i la moto rul în patru timpi.
Rudolf Diesel (1858 -1913) adopta un nou ciclu de funcț ionare, prin similitudine cu
studiile lui Carnot (1796 -1832), î n vederea reducerii consumului de combustibil.
Comprimarea unui gaz conduce la creșterea temperaturii sale, ac easta fiind metoda prin care
se aprinde combustibilul în motoarele diesel. Aerul este aspirat în cilindri și este comprimat
de către piston până la un raport de 25:1, mai ridicat decât cel al motoarelor cu apindere prin
scânteie. Spre sfârșitul cursei de c ompresie, motorina este pulverizată în camera de ardere prin
intermediul unui injector iar aceasta se autoaprinde.

1.2. NOȚIUNI INTRODUCTIVE

Prin definiție, un motor termic transformă căldura produsă prin arderea unui amestec
combustibil în lucru mecanic . Se spune că este cu ardere internă deoarece arderea
combustibilului utilizat se face în interiorul motorului, produsele arderii intrând în
componența amestecului combustibil. Pistonul , împreun ă cu mecanismul bielă -manivelă are
rolul de a transforma energia termică în energie mecanică . Patru timpi reprezintă succesiunea
de transformări fizico -chimice ce au loc în motor pentru a efectua un ciclu motor complet .
Majoritatea aplicațiilor folosesc pistonul cu mișcare de translație alternativă, în
interiorul unui cilindru; mișcarea pistonului este transformată în mișcare de rotați e de către
mecanismul bielă -manivelă, numit și mecanism motor. O răspândire mult mai restrânsă revine
altor motoare cu ardere internă, de exemplu motoarele cu piston rotativ. Un astfel de motor a
fost construit prima oara în anul 1957 de inginerul german F elix Wankel (1902 -1988).
Prezenta lucrare se referă la motorul cu ardere internă cu piston alternativ, căruia i se atribuie
denumirea de motor cu ardere internă sau, prescurtat, MAI.
MAI este larg răspândit ca unitate de putere mică sau mijlocie, deoarece are
importante avantaje, comparativ cu celelate motoare termice. Față de motoarele cu ardere
externă (mașinile și turbinele cu aburi), MAI se caracterizează prin: randament mai mare,
datorat tempereaturilor și presiunilor maxime ale fluidului motor mai î nalte; gabarit si masa
specifică mai mici; temperaturile medii ale organelor în contact cu fluidul motor mai
coborâte, deci condiții de ungere mai ușoare, ca urmare a timpului foarte scurt de atingere a
temperaturii maxime și răcirii eficiente; pornirea și p unerea în sarcină mult mai rapide, etc.
Principalele dezavantaje ale MAI sunt: funcționarea aproape exclusiv cu combustibili
proveniți din țiței, rapid epuizabili și mai scumpi; necesită echipament auxiliar de pornire; nu
realizează direct mișcarea de rota ție; la puteri înalte este mai complicat constructiv și mai
voluminos.

1.3. CLASIFICAREA MOTOARELOR CU ARDERE INTERN Ă

În prezent, după mai bine de un secol de dezvoltare, MAI cunosc o amplă
diversificare, ceea ce impune clasificarea lor. Legăturile dintre tipurile de motoare rezultate pe
baza diferitelor criterii, în Tab.1.1 relevă multiplele posibilitați de realizare și utilizare a
motoarelor cu ardere internă. Criteriul de clasificare cel mai important este procedeul de
aprindere a combustibilului, deoarece definește clasa de motoare cu mari deosebiri privind
desfășurarea și controlul proceselor funcționale (motoare cu aprindere prin scânteie sau pe
scurt MAS și motoare cu aprindere prin comprimare sau prescurtat MAC), consturcția
(gabarit, masă, so luții constructive, formă), performanțele și calitățile de exploatare (funcția
pe care o îndeplinește, silențiozitate, etc.).

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

7
Tab.1.1. Clasificarea motoarelor cu ardere internă .
Nr.
Ord. Criteriul de clasificare Denumirea motoarelor
1. Procedeul de aprindere a combustibilului -motoare cu aprindere prin scânteie;
-motoare cu aprindere prin comprimare;
-motoare diesel -gaz;
-motoare cu aprindere prin suprafață
caldă;
2. Modul de realizare al ciclului sau numărul
de rotații ale arborelui cotit în care se
realizează ciclul motor. -motoare în doi timpi;
-motoare în patru timpi;
3. Procedeul de formare a amestecului
combustibil -aer -motor cu carburator;
-motor cu injecție de combustibil;
4. Natura agentului de răcire -motor răcit cu lichid;
-motor răcit cu aer;
5. Numărul compartimentelor camerei de
ardere -motor cu cameră de ardere unitară;
-motor cu cameră de ardere divizată;
6. Numărul de combustibili utilizați -motor monocarburant;
-motor policarburant;
7. Viteza medie a pistonului -motor lent;
-motor semirapid;
-motor rapid;
8. Procedeul de acționare a pistonului de
către fluidul motor -motor cu simplă acțiune;
-motor cu dublă acțiune;
9. Starea de agregare a combustibililor -motoare cu combustibil gazos;
-motoare cu combustibil lichid;
-motoare cu combustibil gazos și lichid;
10. Locul de formare a amestecului
combustibil -aer -motor cu formarea amestecului în
interiorul cilindrului;
-motor cu formarea amestecului în
exteriorul cilindrului;
11. Procedeul de admisie -motor cu admisie nor mală;
-motor cu admisie forțată;
12. Numărul de cilindri -motor monocilindric;
-motor policilindric;
13. Sensul de rotație -motor cu rotație într -un singur sens;
-motor reversibil;
14. Dispoziția relativă a cilindrilor -motor în linie;
-motor în V;
-motor în X;
-motor în evantai;
-motor în stea simplă;
-motor în stea multiplă;
-motor în H;
-motor cu două linii de cilindri;
-motor cu pistoane opuse (motor boxer);
-motor cu cilindrii jumelați;

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

8
Criteriile adoptate pentru clas ificarea MAI constituie și trăsă turi ale formulei
constructiv -funcționale, care cuprinde ansamblul soluțiilor de principiu ce conferă motorului o
anumită individualitate. Aceste soluții privesc procedeul de aprindere, numărul de timpi,
numărul și dispunerea cilindrilor, structura c onstructivă, gradul de forțare, durabilitatea și
siguranța în funcționare, economicitate, etc.
De o deosebită importanță este utilizarea motorului, impunând anumite orientări în
ceea ce privește procedeul de aprindere, particularități constructive s.a.
Pentru utilizări industriale, cu excepția unor motoare transportabile, pentru tracțiune
feroviară și pentru nave, în afara unor motoare de ambarcațiuni mici, se folosesc motoare cu
aprindere prin comprimare (MAC). Tracțiunea rutiera și aeriană se asigură a tât prin MAS cât
și prin MAC, în funcție de cerințele specifice exploatării. MAC industriale staționare acopereă
un domeniu larg de puteri, la turații joase și au o construcție robustă. Motoarele de tracțiune
rutieră funcționează la turații ridicate și var iabile în limite largi, ceea ce determină o
construcție simplă, care utilizează materiale superioare, precum și gabarit și mase reduse.
Asemenea caracteristici sunt încă mai avansate la motoarele de avion, cărora li se impun
cerințe suplimentare privind si guranța de funcționare.

1.4. ELEMENTELE MECANISMULUI MOTOR

Un motor cu ardere internă este o mașină complexă alcătuită dintr -un sistem elementar
numit mecanism motor, un ansamblu de sisteme auxiliare și din aparate pentru controlul
funcționării, menite s ă transforme energia de reacție chimică a combustibilului în lucru
mecanic.
Mecanismul motor (Fig.1.2.) este alcătuit la rândul său din două părți:
1. Partea mobilă, mecanismul bielă -manivelă: piston, bielă și arborele motor
numit și arbore cotit;
2. Partea fixă: cilindrul, chiulasa și carterul.
Ansamblul de elemente auxiliare cuprinde:
– Sistemul de distribuție a gazelor;
– Sistemul de alimentare cu combustibil;
– Sistemul de aprindere;
– Sistemul de răcire;
– Sistemul de ungere;
– Sistemul de filtrare;
Aparatura de con trol cuprinde: termometre, manometre, turometre, etc.
Sistemul de distribuție a gazelor , realizează procesele de schimbare a gazelor – sunt
evacuate gazele arse după evoluția acestora în ciclul care s -a încheiat și se in troduce în
cilindru încărcătura proaspătă pentru ciclul următor ;
Sistemul de alimentare cu combustibil , are rolul de a realiza formarea amestecului
aer-combustibil și de a regla doza ciclică de combustibil prin arderea căruia se obține căldura
transformată în lucru mecanic ;
Sistemul de aprin dere , necesar pentru realizarea aprinderii comandate (controlate) a
amestecului aer -combustibil, care la motorul cu aprindere prin scânteie (MAS) se produce
prin decl anșarea unei scântei electrice î ntre electrozii buji ei montate în camera de ardere;
Sistem ul de răcire , are rolul de a menține temperatura pieselor motorului în anumite
limite, regimul termic normal, la care se obțin cele mai bune performanțe ;
Sistemul de ungere , are rolul de a reduce lucrul mecanic de frecare dintre piesele
motorului aflate în contact în mișcare relativă și uzura acestora ;

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

9
Sistemul de filtrare , pentru a elim ina efectele negative pe care le produc impuritățile,
în sistemul de ungere se introduc elemente de filtrare care au rolul de curățire .
Totalitatea evoluțiilor parcurse de fluidul motor, care se repetă periodic în cilindrul
motorului, constituie ciclul motor. Ciclul motorului este format din următoarele procese:
– procesul de admisie (denumit și proces de umplere), constă în pătrunderea
încărcăturii proaspete în cilindru
– procesul de comprimare , constă în reducerea volumului ocupat de gaze în cilindru,
evoluție în care presiunea și temperatura cresc
– procesul de ardere , prin care se produce transformarea energiei chimice a
combustibilului în căldură
– procesul de destinde re, evoluție în timpul căreia volumul ocupat de gaze în cilindru
crește și se produce lucru mecanic cedat pistonului
– procesul de evacuare , în timpul căruia gazele arse sunt evacuate din cilindru.
În timpul desfășurării ciclului, pistonul acționat de mec anismul bielă -manivelă ocupă
două poziții caracteristice în cilindru:
– PMI , punct mort interior – când volumul ocupat de gaze în cilindru este minim;
– PME , punct mort exterior – când volumul ocupat de gaze în cilindru este maxim.
Deplasarea pistonului între cele două puncte moarte reprezintă cursa pistonului , S,
această secvență fiind denumită și “ timp” al motorului.
Numărul de curse ale pistonului pentru realizarea ciclului, reprezintă unul din cele mai
importante criterii pentru clasificarea motoarelo r cu ardere internă. Ciclul motorului poate fi
realizat în patru curse ale pistonului – motoare în patru timpi , sau în două curse ale
pistonului – motoare în doi timpi .
Pentru a realiza funcționarea continuă (ciclică) a motorului, este necesară efec tuarea
proceselor de schimbare a încărcăturii cilindrului. În cilindru este introdusă încărcătura
proaspătă pentru ciclul care urmează, după ce au fost evacuate gazele arse din ciclul
precedent.
Încărcătura proaspătă poate fi:
– aer, când alimentarea cu c ombustibil este realizată în interiorul cilindrului ;
– amestec aer + combustibil , când alimentarea cu combustibil este realizată în
exteriorul cilindrului.

Fig.1.2. Motorul cu ardere internă îin patru timpi.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

10
1.5. MOTOARE CU ARDERE INTERNĂ PENTRU MOTOCICLETE

În industria motocicletelor, sistemele de propulsie destinate acestora a u cunoscut o
dezvoltare continuă începând cu prima motocicletă inventată î n anul 1885 de Gottlieb
Daimler (1834 -1900). La începutul secolului XX, nume mari precum Royal Enfield, Triumph,
Ducati ș i Harley Davidso n au început să câș tige teren iar între anii 1902 -1903 fiecare a produs
peste 500 de motociclete pe an.
Motoarele pentru motociclete au atins performanțe greu de imaginat concurând în
egală măsură cu cele de stinate a utovehiculelor rutiere. Datorită capacității cilindrice mici ș i
implicit a dimens iunilor ș i maselor pieselor mecanismului motor relat iv scă zute, aceste
motoare au domenii de turaț ii maxime cuprinse între 8000 ș i 17000 [rpm], la motoarele de
compet iție atingâ ndu-se pragul de 23000 [rpm]. Turația maximă a motorului este limitată atât
de procesul de ardere cât și de creșterea forțelor de inerție care produc solicitări peste limita
admisibilă. Limitarea introdusă de procesul de ardere intervine prin du rata ac estuia, care poate
fi ameliorată mă rind raportul de comprimare sau adoptând supraalimentarea motorului.
Soluțiile cele mai raționale de creștere a turaț iei maxime a motoa relor constau în: majorarea
numă rului de cilindri, adoptarea unui raport ψ = S/ D redus, utilizarea unui raport de
comprimare ε ridicat.
Pe langă motoarele cu aprindere prin scânteie se î ncearca dezvoltarea motoarelor
Diesel pentru echiparea motociletelor touring și cruiser destinate drumurilor lungi, obiectivul
principal fiind creșterea autonomiei. Aceste motoare pot compensa cu uș urinta dezavantajele
legate de zgomotul crescut, de vibraț ii, de masa și gabaritul ridicat precum ș i de costurilor mai
mari de realizare prin avantajele consumului de combustibil cu peste 30% mai scă zut
comparativ cu un motor cu aprindere prin scâ nteie, prin utilizarea combustibililor non -fosili
mai ieftini ș i prin d urata de exploatare mai ridicată .
În Tab.1.2. se prezintă soluț iile constructive cele mai utilizate de MAI pentru
motociclete, din punct de vedere al dispunerii relative a cilindrilor.

Tab.1.2 . MAI folosite pentru propulsia motcicletelor.
Nr.
Ord. Soluții constructive Specificații
1. Motor monocilindric în 2 timpi:

– a fost folosit pentru propulsarea
primelor motociclete;
– datorită simplit ății constuctive,
compactit ății crescute și
întreținerii ușoare, acest ti p de
motor a avut o răspandire largă în
echiparea motocicletelor;
– din cauza normelor de poluare
tot mai severe se caută eliminarea
motorului cu funcționare în 2
timpi, nu doa r din echiparea
motocicletelor sau mopedelor ci
și din echiparea motocoaselor,
fierăstraielor mecanice,
generatoarelor, etc.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

11
2. Motor în 2 timpi cu dispunerea cilindrilor în linie:

– datorită masei reduse, cu acest
tip de motor au fost echipate
motocicletele destinate terenului
accidentat;
– dezvoltă o putere foarte mare,
motiv pentru care le regăsim pe
snowmobile și skijet și
ambarcațiunile de mici
dimensiuni.
3. Motor în 2 timpi cu dispunerea cilindrilor în V:
– mulți constructori de
motociclete au echipat modelele
sport cu acest tip de motor cu
cilindre e relativ mica;
– cele mai întalnite modele cu o
astfel de construcție a motorului
sunt Aprillia RS250 și Bimota V –
Due 500.
4. Motor monocilindric în 4 timpi:
– este cel mai folosit pentru
echiparea motocicletelor sau
mopedelor de clasă mică fiind
soluția cea mai fiabilă și
economică;
– pierdera de lucru mecanic
pentru efectuarea compresiei și a
evacuarii prezintă principalul
dezavantaj al acestei soluții
constructive.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

12
5. Motor în 4 timpi cu doi cilindri dispuși în linie:
– primul constructor care a montat
acest motor pe motciclet ă a fost
Triumph în anul 1953 pe modelul
Tiger 110;
– impresionează prin puterea
dezvoltată, 42 C P pentru o
capacitate cilndrică de 649 cm3 și
un raport de compirmare 8:1;
– a fost cea mai rapidă
motocicletă a vremii, modelul
comercial putea atinge 110
[mph];
– modelul a fost preluat de alți
constuctori, cei mai cunoscuți
fiind Honda, Suzuki și Kawasaki.
6. Motor în 4 timpi cu patru cilindri dispuși în linie:

– este cea mai folosită soluție
constructivă pentru echiaparea
motocicletelor sport și de
competiție;
– progresele tehnologice actuale
pot asigura puteri și turații înalte
cu mult superioare motoarelor
pentru autovehicule rutiere, o
fiabilitate ridicată și un cost de
întreținere relativ mic.
7. Motor în 4 timpi cu dispunerea cilindrilor în V în
plan longitudinal:
– a fost inventat de Gottlieb
Daimler în 1889 , folosit initial pe
bărci și pentru echiparea unui
automobil iar din anul 1903 a fost
folosit pentru echiparea
motocicletelor Harley -Davidson;
– este cel mai folosit motor de
constr uctorul american H -D și pe
toate modele chopper și cruiser
dar ș i pe modelele sport ale uzinei
Ducati;

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

13
8. Motor î n 4 t impi cu dispunerea cilindrilor î n V în
plan transversal:
– dispunerea cilindrilor la un
unghi de 90° î n plan transversal
permite montarea pe motocicletă
a unei transmisii cu cardan și a
unui ambreiaj cu un singur disc
uscat;
– cutia de viteze pentru această
soluție constructivă nu mai este
corp comun cu carterul grupului
motor ci se montează separat ca
în cazul automobilelor;
– soluția constuctivă este folosită
cu precădere de constructorii
britanicii de la Moto Guzzi și
Triumph și mai puțin de
constructorii japonezi.
9. Motor cu 3 cilindri dispuși radial:

-acest tip de motor a fost
dezvoltat în anii ’80 de
constructorul englez Moto Guzzi;
– din cauza dificultății de montare
pe cadrul motocicletei acest
motor a rămas doar la stadiul de
prototip.
10. Motor cu pistoane opuse (motor Boxer):
– întalnim aceleași avantaje
constructive ca în cazul motorului
cu dispunerea cilindrilor în V în
plan transversal, avand
posibilitatea montării unei
transmisii cu cardan și a unui
ambreiaj cu un singur disc uscat;
– este cel mai utilizat motor de
constructorul bavarez BMW
pentru echiparea motocicletelor.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

14
11. Motor in 4 timpi cu două rânduri de cilindri:
– primul motor de acest fel a fost
prezentat în anul 1930 la Salonul
de Motociclete O lympia pe
modelul de motocicleta Ariel
Square Four avand o capacitate
cilindrică de 500 cm3;
– fiind un motor răcit cu aer,
dezavantajul principal al acestei
soluții constructive îl reprezintă
dificulatea răcirii cilindrilorilor
din randul al doilea.
12. Motor cu piston rotativ (Wankel):
– prima motocicletă echipată cu
motor Wankel a ieșit din fabrica
MZ în anul 1960 după ce firma a
primit o licența pentru
dezvoltarea acestui tip de motor
pentru înlocuirea motoarelor în
doi timpi pentru motociclete și a
celor de Trabant;
– la mijlocul anilor ’70,
constructori precum Yamaha,
Suzuki și Norton au folosit
motorul Wankel pentru
propulsarea motocicletelor.
13. Motor cu aprindere prin comprimare(Diesel):
– motoarele Diesel sunt folosite
doar pentru unele prot otipuri de
motociclete datorită dificultații de
montare pe cadru, cauza
principală fiind gabaritul mare al
acestor motoare și instalația de
alimentare foarte complexa;
– compania Neander Motors din
Germania i ntenționează să
dezvolte un motor turbo Diesel d e
1430 [cm3] cu doi cilindri dispuși
în linie ce asigură un consum
mediu de 3 l/100 km și o putere
de 115 [CP].

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

15
În funcție de modul de amplasare a cutiei de viteze, motoarele pentru motocicletă se
împart în două categorii:
– motorul și cutia de viteze formează carter comun (Fig.1.3.): este cea mai întalnită
soluție constructivâ pentru propulsia motocicletelor, ambreiajul este de tip multidisc umed iar
transmisia este pe lanț;

Fig.1.3. Motor de motocicleta ce formează carter comun cu cutia de viteze.
1 – arbore de distribuție; 2 – lanț de distribuție; 3 – întinzător lanț de distribuție; 4 – arbore cotit;
5 – lanț ce antrenează arborele principal al cutiei de viteze; 6 – pinionul condus al arborelui principal;
7 – ambreiaj multidisc umed; 8 – ax pentr u pornirea motorului; 9 – arborele principal al cutiei de viteze;
10 – arbore scundar al cutiei de viteze; 12 – generator de curent.

– cutia de viteze este în prelungirea motorului (Fig.1.4.): soluție constructivă întalnită
pe motocicletele touring si cru iser, ambreiajul este monodisc uscat iar transmisia este pe lanț
sau cardan.

Fig.1.4. Motor de motocicletă și cutia de viteze în prelungirea lui.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

16
Un alt criteriu important de clasificare al MAI pentru motociclete îl reprezintă modul
de amplasare și de ac ționare al supapelor mecanismului de distribuție. Mecanismul de
distribuție este cel care realizează ciclic admisia încarcaturii proaspete și eliminarea gazelor
arse din cilindru.
În construcția de motociclete, la fel ca în construcția de automobile, se f olosesc
diverse soluții de mecanisme de distribuție după cum urmează:
– mecanisme de distribuție cu supape;
– mecani sme de distribuție cu ferestre;
– mecanisme de distribuție combinate: cu ferestre pentru admisie și cu supape pentru
evacuare.
Elementele principale ale mecanismului de distribuție cu supape sunt:
– supapele care obturează orificiile de admisie și evacuare ale cilindrilor;
– arcurile care mențin supapele pe s caun;
– arborele de distribuție (arborele cu came);
– mecanismul de transmitere a mișcării de la arborele cotit la arborele de distribuție.
Din această categorie a mecanismelor de distribuție întalnim:
– mecanism de distribuție cu supape amplasate î n chiu lasă ș i arborele cu came în bloc,
OHV (Overhead Valves), Fig. 1.5;
– mecanism de di stribuție cu supape și arborele cu came în chiulasă:
– SOHC (simple overhead camshaft), Fig.1.6;
– DOHC (double overhead camshaft), Fig. 1.7;
– mecanism de distribuție cu supapa de admisie în chiulasă și cu supapa de evacuare și
arborele cu came în bloc, Fig.1.8;
– mecanism de distribuție cu pinioane, Fig.1.9;

Fig.1.5 . Motor de motocicletă cu supape amplasate în chiulasă.
și arborele cu came in bloc, OHD
1 – supapa de evacuare; 2 – piston; 3 – arbore de distribție;
4 – tija împingătoare; 5 – carburator; 6 – carter.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

17

Fig.1.6 . Motor de motocicletă cu supape și arborele cu came în chiulasă, SOHC.
1 – supapa de admisie; 2 – arbore de distribuție;
3 – culbutori; 4 – supapa de evacuare.

Fig.1.7 . Motor de motocicleă cu supape și arborii cu came în chiulasă, DOHC.
1, 5 – arbori de distribuție; 2 – culbutor;
3 – supapa de admisie; 4 – supapa de evacuare.

Fig.1.8 . Motor de motocicletă cu supapa de admisie în chiulasă și cu supapa
de evacuare și arborele cu came î n bloc
1 – supapa de admisie; 2 – supapa de evacuare; 3 – arbore de distribuție; 4 – tijă împingătoare.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

18

Fig.1.9 . Motor de motocicletă cu mecanism de distribuție cu pinioane.
1 – arborele de distribuție; 2 – supapa de admisie; 3 – supapa de evacuare;
4 – culbutor; 5 – axul arborelui cotit.

În caz ul regimurilor ridicate de turaț ie, apare fenomenul de “ nebunie a supapelor –
affolement des soupapes (fr.) ”, caracterizat de pierderea contacului dint re camă și supapă pe
perioada de î nchid ere a supapei, ca urmare a inerției arcului. În situaț ia m otoarelor foarte
rapide frecvenț a de d eplasare a supapei este ridicată, iar inerția arcului poate împiedica
destinderea completă a spirelor acestuia î n timpul disponibil. Ca urmare, este posibil ca
orificiul controlat de supa pă să nu fie perfect î nchis, ceea ce ar determina compromiterea
etanșării cilindrului, apariția șocurilor între organele ce transmit mișcarea de la camă la
supapă și o funcționare zgomotoasă, î n plus, arcul s -ar putea rupe.
Pentru evitarea acestor aspecte negative se utilizează mecanismul de distribuție
desmodromic (Fig.1.10.) Spre deosebire de mecanismul de distribuție clasic, el comandă atât
deschiderea supapelor cât și închiderea lor, fără a mai fi necesar arcul de supapă . El a fost
realizat în diferite variante, asigurând o mărire a puterii față de cea obținută cu mecanismul de
distribuție obișnuit, la aceeași turație. Creșterea puterii se datorează faptului că eliminarea
arcurilor de sup apă evită consumul de energi e pentru comprimarea acestora, în timp ul ridică rii
supapelor. Sporul de putere este însă limitat din cauza pierderilor mai mari prin frecă ri.

Fig.1.10 . Mecanismul de distribuție desmodromic al motoarelor Ducati.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

19
Combustibili utilizați la motoarele cu aprindere prin scânteie
Condițiile generale care trebuie să fie îndeplinite de combustibilii utilizați în motoare
sunt: să permită pornirea ușoară a motorului în orice condiții de temperatură ale mediului
ambiant; să asigure funcționarea motorului cu randament ridicat; să nu producă prin ar dere
substanțe nocive pentru om; să nu aibă acțiune corosivă asupra materialelor din care este
construit motorul; să poată fi depozitat și transportat în condiții de siguranță; să fie disponibil
în cantități sufic iente și la un preț competitiv.
Combustibi lii care îndeplinesc cel mai bine aceste cerințe și sunt utilizați în prezent pe
scară largă la motoarele cu ardere internă, sunt combustibilii lichizi de origine petrolieră și
reprezintă combustibilii convenționali. La motoarele cu aprindere prin scânteie combustibilul
de bază este benzina .

Procedee de formare a amestecului aer -combustibil
La MAS s -a aplicat pe scară largă carburaț ia, Fig.1.11. Procedeul este simplu dar
prezintă o serie de dezavantaje privind preci zia dozării combustibilului și î n ceea ce privește
pulverizarea combustibilului și amestecarea cu aerul .

Fig.1.11. Schema unui MAS alimentat prin carburație.

În prez ent, datorită avantajelor pe care le prezintă injecția combustibilului , carburația
este mai puțin utilizată . Sunt utilizat e urmatoarele procedee de injecț ie:
– injecț ie monopunct, Fig. 1.12.
– injecț ie multipunct (MPI) – injecție în poarta supapei de admisie, F ig.1.13.
– injecț ie directă în cilindru (GDI), Fig.1.14.

Fig.1.12. Schema unui MAS alimentat prin injecț ie monopunct

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

20

Fig.1.13. Schema unui MAS alimentat prin injecț ie multi punct (MPI).

Fig.1.14. Schema unui MAS alimentat prin injecț ie directă în cilindru.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

21
CAPITOLUL II
MECANISMUL MOTOR

2.1. PISTONUL

2.1.1. Componen ță. Funcții

Pistonul asigură evoluțiile fluidului motor necesare producerii de lucru mecanic.
Dintre toate organele mecanismului motor, acesta este supus la cele mai mari solicitări
termice, la aceste solicitări adăugându -se și solicitările mecanice precum și condițiile de
uzură. Pistonul și piesele care -l însoțesc în mișcare formează grupul piston.
Grupul piston îndeplinește urmatoarele funcții:
– imprimă mișcarea fluidului motor;
– transmite bielei forța de presiune a gazel or prin intermediul bolț ului;
– etanșează spațiul cam erei de ardere: împreuna cu segmenții împiedic ă scăpările
de gaze către carter și scăpările de ulei către camera de ardere;
– evacuează o parte din căldura dezvoltată prin arderea combustibilului.
Părțile componente ale pistonului sunt (Fig.2.1):
– capul, partea superioară a pistonului care preia presiunea gazelor;
– regiunea port -segmenți (RPS), cuprinde mai multe canale circulare în care se
monteaza segmenții;
– mantaua, partea care ghidează pistonul în cilindru și transmite forța normală;
– umerii pisto nului , partea în care se fixează bolțul (locașurile bolț ului).

Fig.2.1. Părtile componente ale pistonului .

Prin mișcarea pistonului se realizează variația de volum a cilindrului cerută de
schimbarea gazelor, comprimare și destindere; suplimentar, la multe motoare în doi timpi,
pistonul comandă închiderea și deschiderea ferestrelor de distribuție și poate servi ca pompă
de baleiaj (evacuarea forțată a gazelor de ardere din cilindru). Capul pistonului conține
frecvent o parte a camerei de ardere, în alt e cazuri fiind porfilat corespunzator creării unei
mișcări organizate a gazelor.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

22
În contact cu gazele fierbinți din camera de ardere, pistonul se încalzeș te și se dilată,
iar sub acțiunea forțelor care -l solicită se produc deformații. Pentru a permite depl asarea
liberă, pistonul se montează cu joc în cilindru. Ca să evite blocarea in cilindru, deformațiile
produse la dilatare și la solicitările mecanice nu trebuie să anuleze jocul.

2.1.2. Materiale pentru pistoane

Materialele utilizate în construcția pist oanelor trebuie să îndeplinească mai multe
cerințe:
– rezistența mecanică înaltă, care sa se conserve la temperatura de funcționare;
– densitate mică, pentru a dezvolta forțe de inerție moderate;
– duritate ridicată și bune proprietăți antifricțiune, în v ederea limitării uzurilor;
– coeficient de dilatare scăzut, permițând adoptarea jocurilor de montaj mici;
– conductivitate termică înaltă, pentru a asigura evacuarea căldurii;
– cost redus, prelucrabilitate și rodare ușoare.
Cel mai vechi material, utiliza t larg în trecut, este fonta. Ulterior s -au răspandit tot mai
multe aliaje de aluminiu. Semifabricatul se toarnă (cel din fontă în nisip, cel din aliaj de
aluminiu în cochilă) sau se matrițează. Matriț area este un procedeu mai scump, dar
îmbunatațește prop rietațile mecanice ale materialului. După elaborare, semifabricatul este
tratat termic pentru a -i ameliora calitățile.
Fonta pentru pistoane are structură perlitică cu incluziuni fine de grafit lamelar. Pentru
a obține proprietăți superioare, se introduc e lemente de aliere. De exemplu, adaosul de circa
0,2% Cr frânează procesul de modificare a structurii care se manifestă la tem peraturi înalte
prin afâ narea fontei ș i separarea grafitului din soluț ia solidă.
Alături de fontă, ca aliaj de fier, se utilizează uneori oțel, având rezistența mecanică și
stabilitate termică ridicate. Aplicarea oțelului este limitată deoarece se prelucrează mai greu și
intensifică uzarea cilindrului.
Aliajele de aluminiu se caracterizează prin densitate de 2,4…3,8 ori mai mică de cât
densitatea fontei și oțelului, conducând la pistoane mai ușoare. Aliajele ușoare sunt îndeosebi
avantajoase datorită conductivității termice superioare, antrenând micșorarea temperaturii
pistonului. Această caracteristică face posibilă creșterea raport ului de comprimare la MAS
fară pericolul de detonație. Prin înlocuirea pistonului de fontă cu un piston de aliaj se poate
mări puterea motorului cu 10…20%, iar consumurile de combustibil și de ulei scad, datorită
nivel ului termic și forțelor de inerție mai moderate, precum și frecării mai puțin intense.
Dezavantajele aliajelor ușoare se concretizează în:
– rezistența mecanică și duritate mai mici și mai instabile la temperaturi ridicate;
– coeficient de dilatare de circa două ori mai mare.
În prezent, motoarele rapide utilizeaz ă îndeosebi pistoane de aliaj uș or. Pistoanele de
fontă se folosesc la motoarele semirapide și lente, fiind rar întrebuinț ate la motoarele rapide,
din cauza densității mari și implicit a introducerii în funcționarea motorului a fo rțelor de
inerție ridicate.
Aliajele de aluminiu pe bază de siliciu sunt numite silumin. Ele pot fi hipoeutectice
dacă au în componență Si < 11,5%, eutectice cu 11,5…13,5% Si și hipereutectice cu
13,5…26% Si. Creșterea conținutului de siliciu reduce su bstantial coeficientul de dilatare și
îmbunătățește proprietățile mecanice și anticorozive ale materialului. Alte elemente de aliere
(Cu, Mg, Ni etc.) măresc rezistența la rupere, la coroziune și refractaritatea. Materialele
hipereutectice corespund cel ma i bine cerinței de a avea coeficientul de dilatare cât mai
apropiat de cel al materialului cilindrului, permițând adoptarea jocurilor mici de montaj.
Având și calități antifricțiune și stabilitate termică ridicată, aliajele hipereutectice se utilizează
mai ales pentru pistoane greu solicitate mecanic și termic, cum sunt cele ale motoarelor
supraalimentate.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

23
Alte aliaje de aluminiu pentru pistoane au bază de cupru și alcătuiesc categoria numită
duraluminiu. Un exemplu îl constituie aliajul Y, caracterizat pri n valori ridicate ale rezistenței
la rupere și uzură corozivă, precum și ale durității, coeficientului de dilatare și conductivității
termic. La motoarele de competiție se întâlnesc și pistoane matriț ate din alia je de magneziu,
având rezistență mecanică ri dicată, densitate și co eficient de dilatare joase, însă rezistența la
uzură și stabilitate termică relativ reduse.
în ultima vreme se afirmă fabricația pistoanelor din materiale ceramice, destinate
motoarelor de puteri mari. Inovația constă în acoperirea c apului pistonului cu un strat ceramic
care suportă temperaturi de până la 1093 [°C] având durabilitate sporită în comparație cu
pistoanele obișnuite. Procedeul constă într -o acoperire electrolitică specială ce transformă
suprafața pistonului într -un comple x ceramic cu înaltă reziste nță mecanică și termică. Această
tehnologie se poate aplica și pentru canalul segmentului de foc, în acest fel evitându -se
microsudurile dintre piston și segment.

2.1.3. Pistoane pentru motoare rapide

Capul pistonului . Construcția capului pistonului trebuie să asigure rezistența necesară
și buna desfasurare a proceselor functionale.

Fig.2.2. Forme ale capului pistonului la MAS.

În figura 2.2 se reprezintă forme ale capulu i pistonului la MAS. Este răsp ândită forma
concavă (b), care conferă camerei de ardere o mar e compactitate și diminuează scă parile de
gaze spre carter. Cavitatea prilejuiește însă acumularea de ulei, deci formarea calamine i, și are
suprafață mare, prelu ând un flux important de că ldură. Capul convex (c ) are rigiditate sporită
și determină o distribuție convenabilă a solicitarilor mecanice. Dezavantajul nivelului termic
ridicat, caracteristic și capului convex, este înlăturat la capul plan (a), care asigură simplitate
constructivă. Capul pistonului este profilat când supapele sunt dispuse în chiulasă și au axele
înclinate (e) sau când printr -o proeminen ță se realizează mișcarea turbulentă a încărcăturii
proaspete în timpul comprimării (f). La motoarele în doi timpi, capul pistonului se profilează
pentru a dirija încărcătura proaspată spre chiulasă, îmbunatățind baleajul (d).
Regiunea portsegmenț i are formă de manș on solidar cu capul pistonului. Zona de
deasupra canalului primului segment și cele dintre canalele segmenților se prelucrează la
diametre diferite, care cresc în sensul reducerii temperaturii (de la capul pistonului spre
manta), pentru a realiza jocurile corespunzatoare evitării gripă rii și limitării scăpărilor.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

24
Pentru a împiedica supraîncălzirea primului segment, se adoptă diferite măsuri
(Fig.2.3) . Este recomandabil să se plaseze canalul primului segment cât mai departe de capul
pistonului, eventual la o distanța l de suprafața inferioară a acestuia (a). Întrucât soluția duce
la creșterea înălțimii pistonului și deci a masei lui, se aplică diferențiat, în funcție de tipul
motorului: la MAS se ia H 1=4…7 [mm], iar la MAC H 1=20…30 [mm]. Regimul termic mai
înalt la MAC a determinat promovarea unor soluții suplimentare: deasupra canalului primului
segment se prelucrează șanțuri de abatere a fluxului de căldură (b) sau un canal îngustat (c),
ultimul acumulând reziduuri de ardere care ecranează transferul de căldură; se racordează
larg, cu raza R=(0,05…0,10) D, regiunea portsegmenți la suprafața inferioară a capului (d); se
micșorează jocul z onei de deasupra canalului primului segment, pentru a participa și ea la
evacuarea căldurii, și se previne griparea prin executarea unor striuri (e); se izolează termic
regiunea portsegmenți, practicând un gol în dreptul racordării cu suprafața inferioară a capului
pistonului (f), ceea ce introduce, însă, necesitatea unui joc mai mare la manta.

Fig.2.3. Protejarea termică a primului segment.

Canalele care susțin segmenții de ungere comunică prin orificii cu spatiul din
interiorul pistonului, prin care s e transmite uleiul colectat. Uneori, se prevăd orificii și sub
canalul portsegment (Fig.2.4,a); o solutie care permite reducerea numărului de orificii constă
în plasarea acestora tangent la flancul inferior al canalului (Fig.2.4,b).

Fig.2.4. Evacuarea uleiului colectat de segmentul de ungere.

Mantaua pistonului continuă forma de manș on a regiunii portsegmenți și execuția
care asigură scăderea jocului în cilindru spre muchia inferioa ră. Pentru a reduce dilatarea

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

25
importantă provocată de surplusul de material din dreptul umerilor pistonului și deformarea
datorită forței N, mantaua se evazează pe sectoare cu unghiul ϕ (Fig.2.5,b), neîncarcate de
forța N.

Fig.2.5. Repartiția presiunii pe manta în planele longitudin al (a) și transversal (b)
și deformarea mantalei provocată de reacțiunea cilindrului.

Evazarea (Fig.2.6) rezultă prin retragerea umerilor, la turnare, cu distanța e față de
periferia mantalei (a) sau se prelucrează (b). Ea micșorează frecarea, tendința d e gripare și
masa pistonului. Limitarea masei se obține, uneori, îndepă rtând din manta zonele inactive de
sub umeri; totodată, soluția previne lovirea pistonului de către masele de echilibrare ale
arborelui cotit, permițând scăderea înălțimii motorului.

Fig.2.6. Procesele de evazare a mantalei pistonului.

Jocurile din cilindru pot fi controlate eficient prelucrând mantaua cu o anumită
ovalitate în planul transversal (Fig.2.6,c); forma mantalei se apropie de o elipsă , cu axa mică
după axa umerilor, pe ca re diametrul crește cel mai mult prin deformare și dilatare.
La pistoanele de aliaj ușor, se aplică și alte măsuri de reducere a jocurilor la manta,
îndeosebi la MAS, la care se impun condiții severe de limitare a zgomotului. Soluțiile curente
comportă separarea mantalei de regiunea portsegmenți printr -o taietură transversală,
practicată în canalul segmentului de ungere sau sub acest canal (Fig.2.7); tăietura poate fi
completă, pentru solidarizare prevăzându -se nervuri între umerii și capul pistonului (a), sau
incompletă, păstrând material de legătură cu regiunea portsegmenți (b).

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

26

Fig.2.7. Separarea mantalei de regiunea portsegmenți.

Adesea, mantaua are o tăietură longitudinală, (a) și (b), care -i conferă elasticitate și îi
permite să se dilate liber, ast fel că se poate reduce mai mult jocul din cilindru. Tăietura
longitudinală se execută în partea descarcată a mantalei, sub un unghi de 6…7 ° fața de
generatoare, pentru a evita producerea rizurilor pe cilundru. Datorită elasticității mari, se
poate ajunge la deformarea p ermanetă a mantalei, prin dilată ri repetate. Dezavantajul se
elimină mărind rigiditatea pistonului, prin execuția tăieturii longitudinale incomplete.
Combinând soluția cu separarea mantalei de portsegmenți, se obține mantaua cu tăietura în
formă de T sau II, (c) si (d), având orificii care înlătură concentrarea eforturilor unitare. În
acest caz, se pot lua jocuri la montaj de 24…36 [ μm].

2.1.4. Pistoane pentru motoare semirapide și lente

Față de m otoarel e rapide, motoarele semirapide ș i lente au dimensiun i mai mari, ceea
ce duce la creșterea încărcării mecanice ș i termice a pistonului. Ca urmare, pis toanele acestor
motoare se co ntruiesc mai robuste. Soluț iile respective sunt dezvoltate în două variante
fundamentale: fară cap de cruce ș i cu cap de cruce.
Pistoanele fară cap de cruce sunt consiruite, uneori, unitar, asemanator cu pistoanele
pentru motoare r apide. Condițiile specifice de încercare sunt satisfă cute fabric ând pistonu l
dintr -un material cu rezistenț a și rigiditate superioare (fo ntă) sau prevăzâ ndu-i grosimi sporite
ale pereț ilor (aliaj us or); totodată , pistonul are unele cara cteristici particular e, care-i majorează
înalțimea (Fig.2.8,a). În plus, se aplică soluț ii de ameliorare a condi țiilor de funcționare
adoptate ș i la motoarele rapide (racordarea largă a regiunii portsegmenți cu suprafața
inferioară a capului, dotarea acesteia cu nervuri, echipare a mantalei cu o acoperire protectoare
etc.).

Fig.2.8. Exemplu de piston înalt (a) și piston cu umerii separați de manta (b).

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

27
2.2. BOLȚ UL

2.2.1. Condiții funcționale

Bolțul sau axul pistonului are rolul de a articula pistonul cu biela , la motoarele fară cap
de cruce. Bolțul are formă cilindrică tubulară și este montat î n orificiile din umerii pistonului
și din piciorul b ielei; pentru a face posibilă mișcarea de oscilație a bielei, se asigură
funcț ionarea bolțului cu joc î n toate lo cașurile ( bolț flotant), numai în umeri sau numai î n
picior.
Bolțul participă la mișcarea de translație a pistonului, sporind forța de inerție a
acestuia. Când are joc î n ume rii pistonului, bolț ul execută în plus o miș care alternativă de
rotație, fiind antrenat de bielă dacă este fix î n pici orul acesteia, respectiv de forțele de frecare
cu umerii și piciorul, dacă este flotant.
Bolțul este încărcat de forț a de presiune a gazelor din cilindru și de forța de inerț ie a
pistonul ui cu segmenț ii, pe c are le transmite bielei. Sub acțiunea acestor forțe, bolț ul este
solicitat la încovoiere și forfecare în secțiunile transversale și la ovalizare în s ecțiunea
longitudinală; forțele preluate produc deformația de încovoiere î n lungul axe i bol țului
(Fig.2.9 , a) ș i ova lizarea lu i perpendicular pe axă (Fig.2.9 , b). În cazul unei rezistențe
insuficiente, solicitarea la încovoiere provoacă ruperea tran sversal ă a bolț ului. Deformația de
încovoiere determină o distribuție neuniformă a presiuni i din tre bolț si locașurile lui, de -a
lungul îmbinării ș i poate duce la ruperea umerilor pistonului, la racordarea A -A cu mantaua.
Datorită ovalizării, bolț ul se poate fisu ra după un plan lon gitudinal (Fig.2.9 , c), antrenând,
eventual, ș i ruperea piciorului bielei.
Deoarece forț ele preluate sunt periodic variabile, b olțul este solicitat la oboseală iar
creșterea rapidă a presiunii gazelor în timpul ar derii determină solicita rea bolț ului prin ș oc.

Fig.2.9 . Deformațiile bolț ului (a,b) și ruperea datorită ovalizării (c).

Condițiil e severe de funcționare ale bolț ului sunt îngreunate datorită urmatoarelor
cauze:
– temperatura zonelor de sprijin în umerii pistonului este ridicată (120…150 °C);
– mișcarea de rotație a bolț ului este oscilantă și lentă;
– în jocur ile din locașurile bolț ului, aportul de ulei este discontinuu.
În consecinț ă, între bolț și locașuri se realizează frecarea semifluidă, care provoacă o
mărire suplimentară a temperaturii și afectează pelicula d e ulei existentă. Ca efect, bolț ul este
supus unei importante uzări, care se intensifică datorită solicitării prin șoc. Creșterea
rezultantă a jocului sporește consecințele procesului de uzare; uleiul este expulzat, scăzând

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

28
capacitatea de amortizare a șocurilor, uzura progresează și poate interveni în timp un zgomot
metalic caracteristic.
În conditiile spec ifice de lucru se impune ca bolț ul să satisfacă urmatoarele cerințe:
– masa redusă, pentru a limita forțele de inerție;
– rezistența înaltă la solicitări variabile și prin șoc;
– rigiditate suficientă;
– rezistență mare la uzură.
Astfel de prorietăți se asigură prin alegerea judicioasă a materialului, construcției și
tehnologiei de fabricație. Creșterea rezistenței la oboseală se obține prin finisarea înaltă a
suprafeței exterioare (lustruire, lepuire) cu rugozitate de 0,1…0,2 [ μm], și printr -o calitate
ridicată a suprafeței interioare cu rugozitate de 3,2…6,3 [ μm], care nu trebuie sa aibă rizuri,
loviri sau alte defecte. Execuția îngrijită contribuie și la co borârea nivelului termic al bolț ului;
în același sens acționează reducerea presiunilor maxime în locașuri.

2.2.2. Materiale pentru bolț

În construcția bolț ului se folosesc oțeluri de cementare, care satisfac cel mai bine
condițiile funcționale. Semifabricatele sunt fie bare tubulare, fie bare laminate sau forjate din
sarje speciale.
Pentru bolț uri cu solicitare medie se utilizează oțel carbon de calitate, slab aliat cu
crom (15Cr08), având conținut redus de carbon. Prin cementare pe întreaga lungime și
adâcime de 0,5…1,5 [mm], urmată de că lire, duritatea suprafeței de lucru ajunge la 58…65
[HRC]; în miez, duritatea se limitează la 35…44 [HRC]. În final se execută tratamentul de
revenire, pentru stabilizarea structurii. La bolț uri cu dimensiuni mici, se folosesc, uneori
oțeluri cu C = 0,45…0,55%, de exemplu OLC45, la care se aplică numai călirea prin inducție
cu curent de înaltă frecvenț a (CIF), mai ieftină decat cementarea, pe adâncimea de 1…1,5
[mm]; procedeul nu este recomandabil pentru bolț uri cu orificiu profilat, capetele cu grosime
radială mică ale acestora devenind prea fragile.
Bolțurile greu solicitate se construiesc din oțelu ri aliate. După cementare, că lire și
revenire, duritatea suprafeței este comparabilă cu cea indicată mai sus, dar rezistența la rupere
este mai mare.
S-a constatat experimental că rezistența la oboseală crește cu 15…20%. dacă
cementarea se aplică și supr afeței interioare, și cu 35…45%, când ambele suprafețe sunt
nitrurate. Rezultatele au fost obținute în condițiile rodării suprafeței exterioare și necesită
respectarea unei anumite proporții între zonele durific ate și miez. Se mai fabrică bolț uri și din
oțeluri aliate de îmbunătățire, de exemplu 40Cr10, care pot atinge rezistența la oboseală și
duritate superficială mari, dar sunt mai scumpe și se prelucrează mai greu.

2.2.3. Co nstrucția și montajul bolț ului

Forma constructivă a bolț ului este dictată de necesitatea obținerii unei mase cât mai
mici și a unei rigidități cât mai mari la un preț de cost câ t mai redus. Bolț ul se realizează sub
formă tubul ară în diferite variante în funcție de tipul motorului și modul de îmbinare cu biela
și pistonul. Cea mai simplă fabricație se obține câ nd orificiul bolț ului este cilindric
(Fig.2.10 ,a). Grosimea peretelui d epide de rapiditatea motorului ș i de nivelul presiunii
maxime a gazelor din cilindru. La motoarele cu turație ridicată, din cauza forț ei de inerție se
utilizează bolț ul cu perete subț ire 2…5 [mm], pentru motoarele greu solicitate, bolț ul are

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

29
grosimea peretelui de 8…13 [mm ], prin care se satisface condiția de rezistență și de rigiditate.
Pentru a mă ri rigidit atea bolț ului, acesta se confecționează sub forma unui solid de egală
rezistență (b), acuzâ nd deformari minime, dar p relucrarea lui este mai dificilă . Ameli orarea
acestui dezavantaj se obține executâ nd orificiul cilindric î n trepte (c) sau evazat la capete (d),
ceea ce mărește rigiditatea î n partea din mijlocul bolțului, unde se produc deformările
maxime, și sporește rezistenț a la forfecare .

Fig.2.10 . Soluț ii constructive ale bolț ului.

În funcț ie de tipul îmbinării bolț ului în piston, respectiv în piciorul bielei se pot
distinge urmatoarele soluți i:
Bolț flotant este un tip de îmbinare care asigură deplasarea liberă a bolț ului în timpul
funcționării atât în umerii pistonului cât și î n piciorul biele i. Se utilizează cu mare frecvență
prezentând cea mai mică uzură atât pe lungime, cât și pe circumferinț a. Uzura redusă este
determinată de reducerea aproximativ la jumă tatea vi tezelor relative dintre suprafețele î n
contact, constituind un avantaj al acest ui tip de îmbinare. Alt avantaj constă în faptul că după
un numar de cicluri are loc rotirea completa a bolț ului care mediază uzura pe periferie.
Fixarea axială a bolț ului se realizează prin inele elastice din oțel de arc de secțiune
circulară (Fig.2.11 , a) sau dreptunghiulară (b); locașurile de secțiune dreptunghiulară însă
produc concentratori mari de tensiune. Inelele elas tice nu permit trecerea frontală a uleiului pe
suprafaț a bolțului. Acest dezavantaj se înlătură prin presarea unor capace din aliaj de aluminiu
(c) care să nu producă rizuri la contact ul cu cilindrul; procedeul mareș te rigid itatea bolț ului,
greutatea lui și se utilizează mai ales la MAC.

Fig.2.1 1. Asigur area bolț ului flotant cu inele ș i dopuri.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

30
Bolț fix în bielă și liber î n umerii pistonului – îmbina rea se realizează prin
construc ția elastică a bielei ș i fixarea cu șurub. Se reduce lungimea b olțului, eliminandu -se
ungerea în piciorul bielei. Se micșorează dezaxarea bielei, reducându -se astfel uzura ș i nivelul
zgomotelor. Fiind totuș i, o soluție dificilă, are o aplicare mai restr ânsă și se preferă presarea
bolțului î n biel ă

Fig.2.12 . Fixarea bolț ului î n piciorul bielei.

Bolțul fix în umerii pistonului și liber î n piciorul bielei – fixarea se obține printr -un
șurub de asigurare sau pr in presare forțată în pistonul cald. Se măreș te lungimea piciorului
bielei, bolț ul devine mai puțin rigid; la îmbinarea cu șurub apar concetrări de tensiuni. Soluția
nu se utilizează la motoare de automobile.

Fig.2.13 . Fixarea bolț ului î n umerii pistonului.

2.2.4. Ungerea bolț ului

În general, se r ealizează ungerea liber ă a bolț ului, prin pă trunderea c eții de ulei sub
capul pist onului printre piciorul bielei și umerii pistonului și transmiterea uleiului în spaț iile
create de jocuri. Accesul uleiului se intensifică prevazând cu orificii locașurile î n care bolț ul
are joc. Ungerea este favorizată de schimbarea sensului rezultantei F transmise de piston:
uleiul este pompat pe circumferinț a bolț ului, datorită variaț iei periodice a pozitiei acestuia faț ă
de lo cașuri (Fig.2.14 , a, b).
Când bolț ul este pu ternic solicitat, ungerea liberă nu dă satisfacție ș i se recurge la
ungerea sub presiune: de obicei, uleiul este vehiculat printr -un canal din lungul corpului
bielei, de la capul acesteia la picior. Dacă bolțul este flotant, el poate avea orificii car e
transmit uleiul sub presiune și la umeri, însă îi slăbesc secț iunea (Fig.2.15, c)
La motoarele în doi timpi, bolț ul lucrează în condiții mai grele, datorită nivelului
termic mai ridicat. Se utilizează ungerea sub p resiune și, uneori, se adoptă soluții speciale la

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

31
îmbinarea bolț flotant -picior. Tot dacă bolț ul este flotant, iar pistonul este construit din aliaj
de aluminiu , în umeri se presează adesea bucș e de bronz, eventual cu canale spirale la interior
pentru conducerea uleiului.

Fig.2.1 4. Efectul de po mpare la periferia bolț ului (a și b) ș i
ungerea sub presiune pe toată lungimea bolț ului (c).

2.3. SEGMENȚ II

2.3.1. Rol. Condiț ii generale

Segmenții se montează în canalele portsegmenț i ale pistonului, pentru a et anșa
cilindrul. Segmenții care împiedică scă parea gazelor din cilind ru spre carter se numesc
segmenți de compresie. Segmenții care î mpiedica trecerea uleiului din carter spre camera de
ardere se numesc segmenti de ungere.
Segmentul are forma unui inel tă iat (Fig.2.15 ). Distanța dintre capete se numește rost.
Datorită tă ieturii, segmentul e ste elastic: segmentul liber stă deschis, având distanț a dintre
capete s0; la montarea în cilindru, segmentul este st râns și ia forma circulară , diametrul
periferiei luand valoarea alezajului D, iar distanta dintre capete devenind sm < s 0.
Dimensiunea caracteristică a secțiunii după direcția radială se numește grosimea radială a, iar
cea după direcția axială se numește î naltimea h.

Fig.2.15 . Forma ș i dimensiunile caracteristice ale segmentului.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

32
Fiecare piston se echipează cu doi sau mai multi segmenți de compresie ș i cu unul sau
doi segmenti de ungere. Segmentii de compresie îndeplinesc o funcție suplimentară:
evacuează o mare parte din caldura primită de piston că tre cil indru. Segmenții de ungere
îndeplinesc de asemenea o funcție suplimentară: dozează ș i distribuie uniform uleiul pe
oglinda cilindrului .
Uleiul ajunge pe cilindru în cantitate necontrolată, întotdeauna în exces ș i numai int ru-
un singur plan, planul de miș care al articulaț iei, normal pe axa arborelui cotit. El tre buie
distribuit uniform pe toată suprafața cilindrului și dozat convenabil. Î n acest scop, s egmentul
de ungere rade uleiul în exces, de aceea se m ai numeș te segment raclor .

2.3.2. Materiale pentru s egmenț i

Materialelor pentru segmenți li se impun mai multe cerinț e:
– calitați bune de alunecare în condiț iile ungerii semifluide;
– duritate și rezistență la coroziune î nalte, pentru a diminua uzura;
– rezistentă mecanică ș i modul de elasticitate ridicat e și stabile la temperatura de
regim, asigurând preluarea sarcinilor și prevenirea vibraț iilor;
– conductivitate termică superioară ;
– adaptabilitate ușoară la forma cilindrului.
Cel mai des se foloseșt e fonta, care satisface în mare măsura aceste condiț ii; când este
necesară o rezistență mecanică sporită, se utilizează oțel. Fonta pentru segmenți este adesea o
fontă cenușie cu structură perlitică ș i grafit lamelar distribuit uniform. Grafitul consti tuie
carbonul liber din compoziț ie. Propor ția dintre el si ca rbonul combinat determin ă calită țile
specifi ce ale materialului, deoarece mă rirea co nținutului de grafit ameliorează proprietățile de
alunecare și antigripare, dar micșorează rezistența mecanică ș i modulul de elasticitate, iar
creșterea conț inutului de carbon combinat sporește rezistența la uzură . Compoziț ia fontei de
segmenț i cuprinde uneori ș i alte elemente d e aliere (Mo, V, Ni, Ti), care îmbună tățesc
calitaț ile fundamentale.
Fonta cu grafit nodular și oțelul se folosesc pentru segmenți cu î ncărcare te rmică mare
(segment de foc) sau care preiau sar cini dinamice importante. Din oțel de arc se construiesc
segmenții de comprimare și în forma de lamele, precum ș i expandoare.

2.3.3. Etanș area la gaze

Etanșarea la gaze este o cerință fundamentală impusă segment ului de comprimare,
deoarece scăpările de gaze antrenează micșorarea puterii și randamentului motorului, mă rirea
consumului de combustib il, supraincalzirea pistonului și segmentilor, oxidarea și a fectarea
proprietăților uleiului etc. Eficiența etanșă rii depide de calitatea suprafeț elor seg mentului,
canalului din piston și cilindrului și de acționarea forț elor preluate de segment.
Pe direcția radială (Fig.2.16 ), segmentul este acționat de forț a T și de forț a Fs, datorită
presiunii ps, a gazelor din spat e. Forț a T trebuie să fie suficient de m are, constituind
principala forța care aplică segmentul pe cilindru, inclusiv î n repaus . Sarcina de etanșare este
ușurată în funcționare prin actiunea forț ei Fs, mai ales la primul segment, unde presiunea ps
atinge o fracțiune importantă din presiunea gazelor din cilindru.
Pe directie axială, segmentul este acționat de urmatoarele forț e:
– forțele de presiune pe flancurile fs și fi: Fgs, respectiv Fgi;
– forța de frecare cu cilindrul: Ff;

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

33
– forța de inerț ie a segmentului: Fi;
– forța de greutate a segmentului: G.
Cu excepț ia lui G, aceste forțe variază în mă rime, Ff și Fi având și sensul variabil.
Forța Ff exercită o influență însemnată asupra funcționă rii, pierderile prin frecarea
segmenț ilor total izând 40…50% din pierderile mecanice ale motorului.

Fig.2.16 . Forțele care acț ionează segmentul.

Etanșarea la gaze este afectată atunci când apar abateri de poziție, deformări și uzuri,
care măresc jocurile sau micșorează suprafeț ele de contact (Fig.2.17 ); alte fenomene care
slăbesc etanșarea sunt cocsarea segmenților ș i griparea lor.

Fig.2.17 . Cauze de compromitere a etanșă rii cilindrului :
a și b – înclinarea pistonului în cilindru datorită jocurilor exag erate ;
c –îinclinarea flancurilor canalului față de normala la axa cilindrului;
d – deformarea sau uzarea cilindruluil; e – cumularea defecț iunilor precedente;
f – deformarea segmentului; g – uzarea segmentului .

2.3.4. Etanș area la ulei

În partea inferioară a oglinzii cilindrului este proiectat u leiul care scapă pe la capetele
îmbină rilor dintre fusurile maneton ale arborelui cotit ș i cuz ineți. Alte surse posibile de acces
al uleiului în cilindru sunt barbotarea (câ nd ul eiul din carterul inferior depășeș te nivelul
superior indicat de constructor) și scăparile printre tijele supapelor și ghidurile acestora (când
supapele sunt montate în chiulasă ). Se acumulează ulei în abudența din care segmenții de
ungere repartizează pe oglindă, sub formă de pelic ulă, cantitatea necesara ă ungerii

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

34
hidrodinamice. Tot odată, ei colectează excesul de ulei, pe care -l dirijează spre carter, frânâ nd
transportul uleiului, prin ansamblul segmenților, spre camera de ardere și evitâ nd crearea de
suprapresiuni , care ar afecta e tanșarea. Uleiul colectat este evacuat prin orificii exe cutate prin
canalele portsegmenți, eventual și sub aceș tia.
Cantitatea de ulei care trece deasupra segmenților este arsă , constituind consumul de
ulei Cus prin ansamblul segmenților. S -a stabilit că ponderea principală a consumului Cus
(circa 94,5%) o deține apo rtul printre periferiile segmenților ș i cilindru. Această parte este
proporțională cu grosimea peliculei formate, cu alezajul ș i cu viteza pistonului, ceea ce
înseamnă că se înregistrează consu muri cu atât mai ridicate, cu câ t motorul este mai m are și
mai rapid. Altă componentă se datorează vehiculă rii ulei ului spre camera de ardere de către
înșiși segmenții. Când ei pulsează, această componentă atinge circa 5% din Cus, din cauza
acțiunii de pompare schematizata î n Fig. 2.18 : la ridicarea segmenților în canalele lor, uleiul
pătrunde în spate, realizându -se creșterea presiunii; la coborârea segmenților, uleiul trece î n
zonele de presiu ni mai joase de deasupra segmenților. Pomparea este influenț ată de jocurile
pistonului în cilindru ș i de jocurile s egmenților în canale. Dintre aceș ti factori, cel mai
impor tant este jocul axial al segmenților, care îndeplineș te rolul cursei de pompare. Consumul
Cus mai cuprinde uleiul c are trece prin rosturile seg menț ilor, aproximativ 0,5%.

Fig.2.18 . Pomparea uleiul ui în timpul pulsației segmenț ilor.

Consumul d e ulei este considerat normal când se situează până la o anumită limită,
care depinde de starea tehnică a motorului și este apreciată în funcție de exigențele
constructorului ș i beneficiarului. La motoarele moderne, consumul normal al MAS de turism
atinge 1 litru de ulei la 3000…4000 de kilometri. Un consum Cus ridicat antrenează consecințe
dezavantajoase: formează depuneri pe pereții camerei de ard ere, provocând creșterea
raportului de comprimare și favorizâ nd arderile anormale, ancrasarea bu jiilor sau
injectoarelor, generând dificultăți la pornire și funcționare uniformă și cocsarea segmenților.
Când consumul d e ulei este exagerat, se observă fum a lbăstrui î n gazele de evacuare, foarte
dens î n momentul de re priză .
Reducerea consumului de ulei constituie o preocupare permanentă a construct orului
fiind o problema complexă, deoarece ungerea cilindrului și etanșarea la ulei rezultă, în fapt,
sub acțiune a globală a tuturor segmenților și sunt influenț ate de numero și facto ri. Se impun:
raclarea puternică ș i evacuarea uleiului colectat de către segmenții de ungere; reținerea unei
cantități suficiente de ulei, de către ceilalți segmenți, pentru a asigura fun cționarea
ansamblului.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

35
2.3.5. Construc ția segmentilor

Segm enții de comprimare se execută î ntr-o mare varietate de tipuri constructive.
Principalele soluții sunt arătate î n figura 2.19 .

Fig.2.19 . Soluții constructive pentru segmenț ii de compresiune.

Cea mai simplă fabricație se obține când segmentul are secț iune dreptunghiulară (a),
muchiile tesite pe înălț imea h 1 evitând raclarea excesivă a uleiului. Secțiunea dreptunghiulară
limitează presiunea pe care segmentu l o poate dezvolta pe cilindru și neces ită un timp
îndelungat de rodaj, din cauza ariei mari a perife riei. În consecință, se utilizează la motoare cu
încărcă ri moderate, de obicei pentru segment ul de foc. O ameliorare a condițiilor de ungere și
de rodaj se realizează prelucrâ nd pe periferie striuri (b) sau ș anturi de retinere a uleiului (c).
Segmenț ii de ungere – pentru segmenții de ungere se pot aplica soluții caracteristice
segmeților de comprimare, dacă în piston se prelucrează deschideri pe ntru evacuarea uleiului.
Intrucât presiunea dezv oltată trebuie sa fie mare, se preferă segmenț ii conici (Fig.2.20 ).

Fig.2. 20. Segmenț i de ungere.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

36
2.4. BIELA

2.4.1. Rol. Condiții funcț ionale.

Biela este organul mecani smului motor care transmite forț a de presiune a gazelor de la
piston la arborele cotit și servește la transformarea mișcă rii alternative de tran slatie a
pistonului în mișcarea de rotaț ie a arborelui cotit.
Biela este compusă din trei p ărți (Fig.2.21 ): piciorul, ce seveș te la articularea c u
pistonul prin intermediul bolț ului; capul, pr in care se asamblează cu arborele cotit; corpul,
constituind zon a centrală . Capul are o parte separabilă, numită capac, care permite prinderea
cu suruburi pe fusul maneton al arborelui cotit.

Fig.2.21 . Componentele bielei.

Forțele de presiune a gazelor solicită biela la compresiune și flambaj; forța de inerț ie a
grupului piston solicită biela la întindere și compresiune. Datorită variației acestor forț e,
solicitarea bielei are caracter de ș oc în unele momente din ciclul motor.
Compresiunea produsă de f orța Fp determină prin deformare remanentă scurtarea
lungimii l a bielei ( Fig.2.22 , a) prejudiciind mișcarea liberă ; prin efectul de flambaj,
deformarea datorată aceleiași forț e poate compromite paralelismul axelor piciorului ș i capului
(b), ceea ce reprezintă o sursa importantă de uzură a suprafețelor de frecare ș i de slă bire a
organelor mecanismului motor; prin întindere, forț a Fgp și forțele de inerț ie normale ale biele i
produc ovalizarea piciorului și capului (c), creâ nd p osibilitatea de gripare; sub acțiunea
forțelor de inerție tangenț iale ale bielei, corpul ei es te supus la î ncovoiere (d).

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

37

Fig.2. 22. Deformaț iile bielei.

Condiț iile severe de lucru impun ca biela să aibă rezistentă ș i rigiditate su perioare,
asigurate prin concepție și fabricaț ie: la dimensiuni date, materialul și execuția bielei trebuie
să-i confere masă minim ă, limitând forțele de inerție și capacitatea maximă de preluare a
eforturilor ș i este necesar contr olul eficient al uzurii suprefețel or de frecare. Astfel, dacă
bolțul se roteș te în picior , acesta este echipat cu o bucșă antifricț iune, de obicei presată, și se
practică ungerea liberă cu ulei din ceaț a înconjurat oare sau ungerea sub presiune; în a doua
variantă, uleiul este transmis î n lungul bielei de la capul ei, în care se montează cuzineți
semicilindrici, formați din carcasă ș i strat interior antifricț iune, protejat prin ungere sub
presiune.

2.4.2. Materiale pentru biele

Cel mai frecven t, bielele se construiesc din oțel carbon de calitate sau oț eluri alia te.
Semifabricatul se elaborează prin deformare l a cald, de obicei dintr -o bucată , și este supus
tratamentelor de normalizare, călire și revenire. Capacul este separat în timpul prelucră rii
mecanice. Pentru a asigura forma riguros cilindrică a orif iciului din capul biele i, acest orificiu
se prelucrează după prinderea capacului în poziț ia de montaj . De multe ori, corpul bielei
păstrează dimensiunile și calitatea suprafeț elor semifabricatului. La bielele greu solicitate (la
bielele pentru motoare de competiț ie), corpu l se finisează prin lustruire, pentru mărirea
rezistenței la oboseală .
Utilizarea aliajului de aluminiu în fabricaț ia bielei nu s -a extins d in urmatoarele cauze:
dificultăț i de forjare, respectiv distribuție neuniformă a microretasurilor la bielele turnate ; și
rezistență mică la rupere la bielele forjate.
Bucș a din piciorul biel ei se fabrică dintr-un material cu bune calități de alunecare și
rezistența mare la uzură (aliaj cupru -aluminiu, aliaj cupru –plumb –staniu, aliaj cupru -staniu,
aliaj bronz -staniu, bronz fosforos) . Un procedeu ieftin de fabricație constă în rularea bucș ei
dintr-o bandă de bronz sau de oț el placat cu un strat de bronz, grosimea stratului fiind de
0,5…0,6 [mm].
La cuzineții bielei, carcasa se construiește din oț el moa le, de ex emplu OLC 08 cu
0,07…0.13% C și 0,35…0,65% Mn, având rezistența minimă la ruper e de 340 [MPa] ș i
duritatea de 131 [HB].

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

38
Pe carcas ă, stratul antifricțiune se aplică de obicei prin turnare de precizie și trebuie să
posede un ansamblu de propriet ăți reclamate de condițiile specifice funcționării: rezistența
mecanică ridicată , pentru a s uporta solicitările la compresiune, oboseală și ș oc; capacitatea
mare de a incorpora particulele dure vehiculate de ulei, pentru a diminua uzura abrazivă;
rezistenț a mare la gripare ș i coroziune; capac itate corespunzatoare de a funcț iona pe fusuri cu
durit ate joasă; aderența bună la carcasă cuzinețului și afinitate chimică redusă faț ă de
materialul fus ului; stabilitate mare a durităț ii la variatia temperatur ii; coefi cient de frecare
coborât și conductivitate termică ridicată, pentru a limita încălzirea ș i a transmite eficient
carcase i căldura acumulată .

2.4.3. Construcț ia bielei

Construcț ia piciorului bielei depide de co mponenta mecanismului motor, având
forma tubulară ș i fiind solidariza t cu corpul bielei printr -o zonă de racordare. Pentru a asigura
rigidi tatea reclamată de condițiile funcț ionale , raza de racordare ρ trebuie să fie suficient de
mare; totodată , se impune limita rea razei ρ, pentru a evita creșter ea inadmisibilă a masei bielei
și pierderea zvelteței ei. Dacă bolț ul este flotant sau fix î n umerii pistonulu i, piciorul bielei se
construieș te rigid (Fig.2.23 ).

Fig.2.23 . Construcț ia piciorului bielei în care bolț ul este liber.

La motoarele rapide, piciorul este cilindric (a), având eventual o proeminență 1, pentru
corectarea masei prin îndepă rtare de material. În picior se presează bucșa antifricțiune. Se
practică de obicei ungerea liberă, prevazâ nd un orificiu pentru acce sul uleiului. La interior
există adesea locaș uri pentru acumularea uleiului, realizate î n urmatoarele variante (b):
prelucrarea unui canal 2 pe buc șele turnate sau calibrate la re ce; echiparea piciorului cu două
bucșe, între care se formează spațiul de acumulare 3; înzestrarea bucșe lor rulate din banda cu
sanțuri 4, executate simultan cu debitarea benzii. Uneori, uleiul este tran smis printr -o tăietură
din partea superiaoară a piciorului (c).
Când bolț ul este fix î n picio rul bielei, acesta se construiește tot rigid, dacă se aplică
montajul cu strângere sau dacă se foloște un șurub pană (Fig.2.24 , a). Se întâlnesc și
construcț ii elasti ce, la care piciorul are o fantă , iar bolțul este strâ ns cu un surub perpendicul ar
pe ea. Fanta poate fi plasată în partea inferioară a piciorului (b), as igurând simetria
construcț iei, sau lateral (c); la a doua soluț ie, picorul are de obicei o nervură de rigidizare 1.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

39

Fig.2.24 . Construcția piciorului bielei î n care bolț ul este fix.

Corpul bielei are forma unei tije. Secțiunea lui transversală, adesea profilată, este
dictată de solicitarea la flambaj. Această solicitare apare atât în planul de miș care al
mecanismului motor, î n care biela se constituie ca o grindă articulată la capete, cât și î n planul
perpendicul ar pe cel precedent (planul de încastrare ), în care biela reprezintă o grindă
încastrată la capete.
Secțiunea transversală a corpului bielei ( Fig.2.25) are formă de I (a) la motoarele
rapide, semifabricatul fiind matritat; la dimensiuni mar i, se recurge la forjare, urmată de
realizarea inimii pr in frezare. De obicei, aria secțiunii se mareș te de la picio rul bielei spre
capul ei, crescâ nd liniar lățimea inimii L2 și mentinâ nd constante lățimea tă lpilor B, grosimea
lor L1 și grosimea inimii B1. Sub asp ect tehnologic, este convenabilă o rază de racordare
mare, care limitează uzura matritei. În schimb, o rază R mică conduce la biele mai uș oare.
Dacă se aplic ă ungerea bolț ului pistonului sub presiune, uleiul este vehiculat printr -un
canal g ăurit în centrul inimii, care este îngroșat la exterior (b) sau nervurat ă (c) iar in alte
cazuri, canalul este excentric (d).

Fig.2.25 . Forme ale secț iunii transversale a corpului bielei pentru motoare rapide.

Construcț ia capului bielei depinde de articularea prin care biela ș i cotul arborelui
cotit realizează mecanismul motor. Cel mai frecvent, capul bielei este secționat având capac și
cuzineț i. Sub aspectul exec uției, cea mai convenabilă este separare a capacului de partea
superioară a capului după planul perpendicular pe axa bielei. Ca ș i piciorul bielei, ca pul ei
este legat cu corpul printr -o zonă de racordare, a cărei rază trebuie să asigure o bună corelație
între rigiditate și masă. Realizarea constructivă este mai dificilă decâ t la picior, deoarece
diametrul fusului maneton depășește diametrul bolț ului, determinând creșterea însemnata a
secțiunii transversale î n zona de racordare.
Întrucâ t diametrul fusului maneton este mare, se impune limitarea grosimii peretelui
capului bielei și implicit a gabaritelor lui; acestea condiționeaz ă traictoria de mandolină 1
(Fig.2.26 , g) a punctelor extreme ale cap ului, de care depinde configurația carterului î n plan

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

40
transvers al, și trebuie să permită bielei articulate cu pistonul s ă treacă prin cilindru, ușurând
montarea ș i demont area. Grosimea minimă hi a peretelui interior al capului se reduce la 1…1 ,5
[mm] (a) sau este eliminat, șuruburile pătrunzând î n carcasa cuzineț ului (b), iar grosimea h e a
peretelui exterior se ia de aproximativ 2 [mm]. Deoarece muchia suprafeț ei de așezare a
capului șurubului creează concentrare de tensiuni, care pot genera fisuri (c), se recurge la
racordar ea muchiei (a,b) sau se practică o scobitu ră de descă rcare (d). La motoarele de
motocicletă monocilindrice capul biele i este tubular, ceea ce necesită alcă tuirea arborelui c otit
din mai multe elemente asamblate și montajul pe rulmenț i (f).

Fig.2.26 . Detalii constructive la capul bielei.

Pentru a reduce gabaritele corespunzator trecerii bielei prin cilindru, se folosesc soluții
larg ră spandite cu separarea capacului după un plan înclinat față de axa bielei, cu un unghi de
30°…60 ° măsurat la axa în sensul d e rotație al manivelei (Fig.2.27 ); șuruburile bielei s unt
solicitate numai axial, forț a F’a din p lanul de separare fiind preluată de danturi tri unghiula re
(a), praguri de descărcare (b,c) sau bucșe de centrare (d). Alta soluț ie recurge la separare a
capului bielei de corp, limitâ nd corespunzator dimensiunile acestuia (e). La unele motoare
rapide de putere înaltă, se practică separarea capacului b ielei perp endicular pe axa ei, însă
gabaritele se reduc mult , deoarece capacul se asamblează cu știfturi ce traversează caneluri
executate î n zona de separare (f); se mai aplică soluț ia la care capacul bielei are două jumatăți
în formă de arce de cerc (g).

Fig.2.2 7. Construcții care asigură trecerea bielei prin cilindru.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

41
La motoarele cu mai multe linii de cilindri și un singur arbore cotit, capul bielei
prezintă anumite particularități, datorită faptului că fiecare fus man eton al arborelui cotit este
acționat de ma i multe biele. Dacă la motoarele în V se utilizează mecanismul cu biele
alaturate, capul bielei este construit ca la motoarele în linie, î nsa are lungimea bc mai mică
decât lungimea b a piciorului (Fig.2.28 , a); se limitează astfel l ungimea fusului maneton ,
asigurâ nd arborel ui cotit rigiditatea necesară .

Fig.2.28 . Construcț ii de biele pentru motoare cu mai multe
linii de cilindri ș i un singur arbore cotit.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

42
CAPITOLUL 3
CALCULUL PROCESELOR DE LUCRU Ș I AL
ELEMENTELOR COMPONENTE GRUPULUI MOTOR

3.1. MOTORUL DE MOTOCICLETĂ KTM LC4

KTM – Sportmotorcycle AG este un producă tor de m otociclete din Austria, format î n
anul 1992 după ce compania mamă KTM (Kraftfahrzeug Trunkenpolz Mattighofen ) s-a
desființ at din cauza problemelor financiare , astăzi fiind împarțită în patru companii sub
același brand. Î n anul 1934, inginerul austriac Hans Trunkenpolz (1909 – 1962) deschide un
atelier de lăcătușerie ș i de prelucrare a metalelor iar în anul 1937 a început să vâ ndă
motociclete și maș ini Opel. În 1951 Trunkenpolz a produ s primul prototip de motocicletă
R100 iar în anul 1954 KTM a început producția î n serie a modelului, destinat terenului
accidentat.
Prima apariție a motocicletei KTM în anul 1954 la concursul naț ional de enduro i -a
asigur at companiei și primul titlu, doi ani mai târziu caștigâ nd aurul la campionatul
„Internatioan l Six Days Enduro ”. Supremația acestor motociclete pe piaț a europeană va fi însă
detronată de producătorii japonezi ce și -au extins filialele și pe bătrâ nul contin ent.
În 1993, KTM produce primul motor î n patru timpi numit LC4 și a impresionat iară și
producă torii mon diali de motociclete prin apariț ia pe podium încă de la prima participare la
cel mai cunoscut concurs off -road, Raliul Dakarului. Din 2001 și până î n prezent, KTM este
liderul suprem al Dakarului fiind compania ce deț ine cele mai multe podiumuri.
Modelul LC4 este un motor de motocicletă monocilindric cu o capa citate cilindrică de
609 [cm3], ce echipează modelele enduro, adventure ș i supermoto ale produc ătorului KTM
începâ nd cu anul 1993 până î n 2004. Este un mot or echipat cu sistem de carburaț ie, dis tribuț ie
tip SOHC cu patru supape și cu o cut ie de vite ze în 5 trepte. Sistemul de ră cire este cu lichid
iar sistemul de ungere se realizează cu ajutorul a d ouă pompe de ulei cu rotor cu lobi.
Impresionează cu o putere ridicată ș i un cuplu motor mare, ideale pentru echiparea unei
motociclete destinate terenului accidentat.

Fig.3.1. Motorul LC4.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

43
3.2. CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI LC4

3.2.1 Introducerea datelor ini țiale

Datele initiale au fost preluate din cartea tehnică a motorului după cum urmează :
– Turaia nominală : nn=7000 [rpm];
– Puterea: P = 40,1 [kW];
– Alezajul : D = 101 [mm];
– Cursa pistonului: S = 76 [mm];
– Raport de comprimare : ε=10,4 ;
– Coeficient ul de exces de aer : λ=0,85;
– Numărul de cilindri : i=1 ;
Volumul descris de piston, în cursa S, între PMI și PME se numeș te cilindree sau
capacitate cilindrică , notându -se cu V s:

SDVs42 (3.1)
609sV
[cm3];
Suma cilindreelor tuturor cilindrilor r eprezintă cilindreea totală sau litrajul, notat cu
Vt, astfel încât:

;iVVs t
(3.2)

609tV [cm3];
Volumul minim ocupat de gazele din cilindru se numeș te volumul camerei de ardere
sau de comprimare V c:

;1s
cVV
(3.3)

77,64cV [cm3];
Volumul maxim al cilindrului, ocupat de ga ze, constituie volumul total al cilindrului,
notat cu V a, poziț ia corespunzatoare a pistonului fiind punctul mort exterior (prescurtat PME):

;c s a VV V (3.4)

77,64aV [cm3];

3.2.2 Calculul procesului de admisie

Ipoteze de calcul . În cadrul acestui model se utilizează următoarele două ipoteze de
bază:
– fluidul proaspăt și gazele reziduale sunt considerate gaze ideale ;
– după intrarea în cilindru, energia cinetică a încărcăturii proaspete se transformă
integral în căldură.
Condițiile inițiale de stare . Presiunea și temperatura fluidulu i proaspăt la intrarea în
motor, în cazul admisiei normale sunt presiunea și temperatura mediului ambiant p o și T o, care
pentru condițiile standardizate au valorile:

]; [10 MPa p
(3.5)

];[ 2980 K T
(3.6)

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

44
Presiunea și temperatura gazelor reziduale , p r ,numite și gaze arse restante, la
motoarele în patru timpi, se consideră că este egală cu presiunea medie din colectorul de
evacuare.
Valorile pentru calculele aproximative,se pot adopta din recomandările:

]; [ )25,1….05,1(0MPap pr  
(3.7)

]; [ 122,0 MPa pr
Temperatura gazelor reziduale, variază în funcție de turația motorului, raportul de
comprimare și coeficientul excesului de aer.
Valorile lui Tr sunt pentru m.a.s. cuprinse între 900 și 1100 [K].
];[ 1100…900 K Tr
(3.8)
Coeficientul gazelor reziduale, r , se definește prin raportul:
;
fpr

(3.9)
unde : r [kmol/ciclu] – numărul de kmoli de gaze reziduale pe ciclu ;
fp [kmol/ciclu] – numărul de kmoli de fluid proaspăt pe ciclu ;
Valoarea coeficientului gazelor reziduale r este cuprin s între 0,04…0,1 .
;09.0
fpr


Creșterea de temperatură a fluidului proaspăt, T. Fluidul proaspăt se încălzește
în contact cu pereții sistemului de admisie și al cilindrului precum și datorită gazelor
reziduale. Creșterea de temper atură depinde în principal de viteza fluidului proaspăt, de durata
admisiei, de temperatura pereților și de temperatura fluidului proaspăt.
La m.a.s. T este cuprins între 0 …20 [K].
];[20 K T
(3.10)
Presiunea din cilindru la sfârșitul cursei de admisie, p a, se poate exprima prin:
],[barp p pa o a
(3.11)
în care : pa [bar] reprezint ă cădere a de presiune .
Valorile lui pa pentru m.a.s. cu carburator în patru timpi sunt :

];[ )20,0…05,0( barp po a   (3.12)
];[02,0 bar pa

Valorile se aleg în funcție de turație, p a scăzând odată cu creșterea turației.
Temperatura la sfârșitul cursei de admisie, T a, se poate determina din relația
bilanțului termic aplicat fluidului proaspăt înainte și după amestecarea cu gazele arse. Se
consideră că amestecarea se produce la presiune constantă, iar capacitatea calorică specifică a
amestecului est e egală cu a fluidului proaspă t. Temperatura T a se calculează cu relația:

],[85.3391KT T TT
rrr o
a 
(3.13)
unde :  = c pr/cpfp
cpr – capacitatea calorică specifică la presiune constantă a gazelor restante;
cpfp – capacitatea calorică specifică la presiune constantă a fluidului motor.
Orientativ, temperatura la sfârșitul admisiei la m.a.s. este între 320 – 370 [K].

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

45
Gradul de umplere v, (randament al umplerii sau randament volumetric ) este definit
prin raportul dintre cantitatea (masică, gravifică, molară, volumică) de fluid proaspăt reținută
în cilindru la sfârșitul admisiei și cantitatea posibilă de a fi introdusă în cilindreea V s , în
condițiile de temperatură de la intrarea în motor, adică fără pierderi.
,11
10
0 r pu aa
vTT
pp

(3.14)
unde – pu – este gradul de postumplere, reprezentând raportul dintre numărul de kmoli de
fluid proaspăt care pătrunde în cilindru după PME și numărul total de kmoli de fluid proaspăt
retinut in cilindru . Pentru motoarele în patru timpi : pu = 0.08…0.25. Orientativ, valorile lui
v pentru motoarele de automobile la sarcină plină sunt cuprinse între 0,70…0,90.
.95,0v

3.2.3 Calculul procesului de comprimare

Calculul procesului de comprimare are ca scop determinarea stării fluidului motor din
cilindru, în momentul declanșării scântei sau injecției, în punctul „c” de pe diagrama indicată.
Presiunea și temperatura la sfârșitul comprimării se pot calcula, aproximând comprimarea cu
o evoluție politropică cu exponent constant n c:
];[82,830]; [ 006,2
1KppTT TMPa p p
ac a n
a cn
a c
cc




În funcție de tipul motorului aceste valori se pot situa intre următoarele limite:

]; [0,2…9,0 MPa pc (3.17 )

];[ 800…600 K Tc (3.18 )
Valorile exponentului politropic mediu depind de schimbul de căldură dintre fluidul
motor și pereții cilindrului. Motoarele răcite cu lichid au un regim termic mai redus decât cele
răcite cu aer s i, ca urmare, au valori pentru n c mai mici.

.38,1…28,1cn (3.19 )

3.2.4 Calculul procesului de ardere

Calculul arderii urmă reste precizarea legii de variaț ie a presiunii p( ) în perioada
degajării căldurii de reacție, în vederea:
– determinării presiunii maxime din cilindru, care definește solicitarea mecanică
a organelor mecanismului motor;
– precizării temperaturii fluidului motor, care definește încărcarea termică a
organelor în contact cu gazele fierbinți;
– determinarea ariei diagramei indicate care definește lucrul mecanic specific sau
presiunea medie.
Ipoteze de calcul:
– căldurile specifice depind numai de temperatură;
– arderea se desfășoară după evoluții simple: izocore, izoba re și izoterme;
– gazele reziduale au compoziția produselor de la sfârșitul arderii;
– compoziția fluidului motor la sfârșitul arderii depinde de coeficientul de exces
de aer . Pentru   1 produsele de ardere sunt: CO 2, H2O, O 2 și N 2 iar pentru  < 1 produsele
de ardere sunt: CO 2, CO, H 2O, H 2 și N 2.
(3.15)

(3.16 )

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

46
– căldura dezvoltată prin ardere este egală cu căldura de reacție chimică la
presiunea ș i temperatura mediului înconjurător, degajată până la formarea produselor de
ardere, neglijând variația căldurii cu t emperatura.
– variația energiei interne a fluidului motor și efectuarea lucrului mecanic
exterior în timpul arderii sunt efectul căldurii utile, măsurate prin coeficientul utilizării
căldurii z, care ține seama de căldura degajată prin ardere pana în punctu l z, și pierderile de
căldură aferente.
Cantitatea teoretică de aer L 0 (kmoli sau kg) necesară pentru a arde complet 1 kg de
combustibil lichid.
Compoziția chimică a combustibilului este determi nată de analiza elementară în pă rți
sau procente de greutate. Combustibili i lichizi au urmatoarea compoziț ie elementară:
C + H + S + O + …. = 1 [kg], (3.20)
in care : C, H, S, O, sunt participațiile masice de carbon, hidrogen, sulf, etc. Compoziția
elementară a unor combust ibili utilizați în motoare este dat în tabelul de mai jos :

Tab.3.1 . Compoziția elementară a unor combustibili utilizați în motoare .
COMBUSTIBILUL Compoziția elementară MT
(kg/kmol) HI
(kcal/kg) C(kg) H(kg) O(kg)
Benzină 0,854 0,142 0,004 110 120 10500
Motorină 0,857 0,133 0,010 180 200 10150

Unde : M T = masa moleculară (kg/kmol) ;
Hi = puterea calorică inferioară a combustibilului (kcal/kg) ;
Lo= cantitatea de a er teoretică necesară arderii ( cantitatea minimă de aer necesară arderii
complete ).



 32 4 12 21.01 SO H CLo (3.21)
507,0oL
[kmol aer/kg comb.]

Numărul de kilomoli , M 1, de amestec proaspăt ce participă la reacție:

ToML M1
1 (3.22)
439,01M
[kmoli/kg comb.]

Numărul de kilomoli , M 2, de produse rezultate din ardere :
Cazul arderii complete :
;1

0 21,0112122LkCMCO  (3.23)
049.0
2COM
[kmoli/kg comb.]

0 21,011222LkkHMOH  (3.24)
071.0
2OHM
[kmoli/kg comb.]
0 79,0
2L MN 
(3.25)
34,0
2NM
[kmoli/kg comb.]

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

47

o CO LkM  21.0112 (3.26)
022,0COM
[kmoli/kg comb.]

0 21,0112
2Lkk MH  (3.27)

00992,0
2HM [kmoli/kg comb.] ,
Unde : k=0,45.

oLH CM  79,02 122 (3.28)

482,02M[kmoli/kg comb.].
Coeficientul variației molare a amestecului proaspăt , o:

097,11 2 MMo (3.29)

Coeficientul variației molare a amestecului real, R :

18,11
rr o
R (3.30)

Căldura molară medie la volum constant a amestecului de lucru înainte de
ardere :
 K] [kcal/kmol 198,5 10 6,07,43
298/
0 
 CT
TV T mCC
(3.31)

Căldura molară medie la volum constant a produselor de ardere :
Pentru  < 1





    
 TzCO
V COTzN
V NTzH
V HTzOH
V OHTzCO
V CO Tz
TV
mC M mC MmC M mC M mC M
MmC
298 298298 298 298
2298//
2
22
22
22
2
01
(3.32)
Tz
TVmC298//
0
=7 [kcal/kmol ∙K]

Valoarea temperaturii T z se ad optă în intervalul 1800…3000 K.
Tz=2600 [K ] (3.33)

Căldurile molare medii la volum constant ale componenților mai sus menționați, în
intervalul de la T o = 298 la T z , pot fi calculate cu formulele de mai jos :

 28,11 108.02.93
2982
zTCO
v T mCz
[kcal/kmol ∙K] (3.34)
 3,6 105.00.53
298
zTCO
v T mCz
[kcal/kmol ∙K] (3.35)
 82,8 102.17.53
2982
zTOH
v T mCz
[kcal/kmol ∙K] (3.36)
 14,6 104.01.53
2982
zTN
v T mCz
[kcal/kmol ∙K] (3.37)
 54,6 104.05.53
2982
zTO
v T mCz
[kcal/kmol ∙K] (3.38)
 7,5 105.04.43
2982
zTH
v T mCz
[kcal/kmol ∙K] (3.39)

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

48
Căldura molară medie la presiune constantă a produselor de ardere

 98,8 985.1298 298  z z TII
VTII
P mC mC [kcal/kmol ∙K] (3.40)

Coeficientul de utilizare a căldurii pentru perioada arderii – Z este raportul dintre
cantitatea de căldură folosită pentru creșterea energiei interne a fluidului și efectuarea de lucru
mecanic în perioada de la începutul arderii și până la sfarșitul ei (punctul z de pe diagrama
indicat ă), și puterea calorifică inferio ară a combustibilului. Valorile coeficientului Z depind
de tipul motorului, turație, condițiile de răcire, arhitectura camerei de ardere, sarcina
motorului. Valorile reduse indică nu numai un transfer intensiv de caldură, dar și o creștere
intensă a arde rii în destindere.
Valorile lui Z se adoptă între 0,80  0,95.
Z=0.9 (3.41)

Calculul puterii calorice superioare a combustibilului .
) ( 2600 30000 8100 OS H C HS 
(3.42)
11167SH
[kcal/kg comb. ],
Unde S = participația masică de sulf; S = 0 la combustibilii petrolieri din țara noastră.

Calculul temperaturii T Z la sfarșitul arderii
Pentru  < 1

298
11) 1( 28560)298 (298/
00
298// 



 CT
V
r
TI
Z ZTz
V R T mC
MLL HT mCC
  
(3.43)

][02, 2525 K TZ

Calculul presiunii la sfârșitul arderii, p z
][9,71 bar p pc z
(3.44)
unde:  este raportul de creștere a presiunii.
Alegerea raportului de creștere a presiunii, 
58.3
cz
RTT
(3.45)
Orientativ, valorile temperaturii și presiunii la sfârșitul procesului de ardere sunt :
][ 2900… 2400 K TZ

].[75…35 bar pz

3.2.5 Calculul procesului de destindere

În condițiile unui permanent schimb de căldură între gazele care evoluează în cilindru
și exterior, pentru evaluarea procesului, destinderea este asimilată unei transformări
politropice, cu exponent politropic m d constant, egal cu o valoare medie. Valorile lui m d se
adoptă între limitele 1,23  1,30.

27,1dm
(3.46)
Relațiile de calcul pentru presiunea și temperatura de la sfarșitul cursei de destindere,
pd, respectiv, T d, pentru MAS sunt :

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

49

36.0
dmz
dpp
 [MPa] (3.47)

73. 13411dmz
dTT
 [K] (3.48)

Verificarea temperaturii T r a gazelor reziduale
Cunoscând presiunea și temperatura gazelor la sfârșitul cursei de destindere, p d și T d ,
se poate verifica temperatura gazelor T r admise. Se admite că destinderea de la presiunea p d la
presiunea p r este o evoluție politr opică cu exponentul constant 1,5 . Se obține :

89.928
3
rdd
r
ppTT
[K] (3.49)

11.3 100
rcra rc
TT TT
[%] (3.50)

Unde T rc = temperatura gazelor reziduale, calculată [K];
Tra = temperatura gazelor reziduale, adoptată [K].
Pentru MAS valorile presiunii și temperaturii gazelor la sfârșitul destinderii sunt :
pd = 0,3… 0,5 [MPa]
Td = 1200…1600 [K]

3.2.6 Trasarea diagramei indicate în coordo nate P -V

Diagrama indicată a motorului cu ardere internă se construiește pe baza calculului
proceselor de lucru. Scara diagramei indicate se alege arbitrar, lucrul mecanic indicat fiind
independent de scara aleasă. Trasarea liniilor de evacuare și de admisie se face prin câte o
izobară de valoare p = p r și p = p a .
În ceea ce priveș te politropel e de destindere și comprimare, deoarece în abscisă apare
și cursa pistonului, se trasează variația presiunilor în funcție de cursa pistonului.
Pentru politropa de comprimare:
] [1MPa
sxk
sxsSp p
cc
mm
a cx



(3.51)

Pentru politropa de destindere:
] [2MPa
sxk
sxsp p
dd
mm
z dx



(3.52)
unde: p cx – presiunea deplasării x a pistonului în timpul cursei de comprimare;
pdx – presiunea deplasării x a pistonului în timpul cursei de destindere;
pa – presiunea la sfârșitul cursei de arder e;
pz – presiunea teoretică la sfârșitul procesului de ardere;
x – cursa pistonului, măsurată din P.M.I.;








  2cos4'
4'
2cos1 2sin4'
2cos1S Sx
(3.53)

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

50
unde:  – unghiul de rotație al arborelui cotit ;
’ – raportul dintre lungimea bielei și lungimea brațului arborelui cotit;
’ = 0,322;
s – înălțimea cilindrului de diametru D.
1Ss
(3.54)
În timpul unui ciclu de funcționare, arborele cotit efectuează două rotații complete,
deci  variază între 0 și 720o . Legătura dintre variația unghiului  de rotire a arborelui motor
și procesele de lucru este dată explicit în următorul tabel:

Tabelul 3 .2. Legătura dintre variația unghiului  de rotire a arborelui motor și procesele de lucru
 Procesul de lucru Legea de varai ție a presiunii
0o …180o Admisia P = p a
180o…360o Comprimarea P = p cx
360o…540o Arderea și destinderea P = p dx
540o…720o Evacuarea P = p r

Pentru trasarea diagramei indicate nerotunjite, se calculează mări mile constante:

1Ss
cm
a sSp k ) (1
(3.55)
dm
zsp k2
(3.56)
Arderea se reprezintă, în caz ul ciclului necorectat, la MAS , prin izocora c z; presiunea
pz determinată este mai mare decât cea reală, astfel că se ia p max = (0,85…0,98)p z.
După completarea tabelului 3.3, cu ajutorul programului Exc el am realizat diagrama
indicată nerotunjită .
Tabelul 3.3. Valorile cursei pistonului și ale presiunei p după legea de variaț ie
 Cos() x [mm] p [bar]
1=0 1 0 0,85
1+15 0,96 1,7 0,85
1+30 0,86 6,6 0,85
….. ….. ….. …..
2=180 -1 76 0,85
2+15 -0,96 75,1 0,86
2+30 -0,86 73,4 0,87
….. ….. ….. …..
3=540 -1 76 3,67
3+15 -0,98 74,9 1,2
3+30 -0,86 72,4 1,2
….. ….. ….. …..
4=720 1 0 1,2

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

51

Fig.3.2. Diagrama indicată netrotunjită .

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

52
Pentru a putea trece la rotunjirea diagramei indicate trebuiesc adoptate cotele de reglaj
ale motorului:
Tabelul 3 .4. Cotele de reglaj ale motorului
ϕ DSE ϕ ISE ϕ DSA ϕ ISA ϕC
M.A.S. 52 [°RAC] 17 [°RAC] 15 [°RAC] 54 [°RAC] 20 [°RAC]
unde: ϕ DSE – avans la deschiderea supapei de evacuare;
ϕ ISE – întarziere la închiderea supapei de evacuare;
ϕ DSA – avans la deschiderea supapei de admisie;
ϕ ISA – întarziere la închiderea supapei de admisie;
ϕ C – avans la aprindere.

După adoptarea cotelor de reglaj se adoptă pozițiile pistonul ui corespunzătoare acestor
cote și se calculează legea de variație a presiunii după cum urmează :
1. 0°≤ϕ≤ ϕ ISE


iea r
rp ppp [bar] (3.57)
2. 180°≤ϕ≤ 365° -ϕC

cn
asxSspp 


 [bar] (3.58)
3. 365° -ϕC≤ϕ≤ 360°









536525,11 1
cc
cp p p p
[bar] (3.59)

cn
asxSsp p




11 [bar] (3.60)

) 365(1 c xx  [mm] (3.61)
4. 360°≤ϕ≤ 370°

cc z z cp xxp px
xp pp  25,125,1225,1
22
2
2
[ bar] ( 3.62)
)370(2x x
[mm] (3.63)

5. 370°≤ϕ≤ 380°





2
2 2
2 33) (
) (xx
xxp pp pz
z [bar] (3.64)

dm
dsxSsp p




33 [bar] (3.65)
)380(3x x
[mm] (3.66)

6. 380°≤ϕ≤ 540°- ϕ DSE
dxpp
[bar] (3.67)

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

53
7. 540°- ϕ DSE ≤ϕ≤ 540°

4 4
42
4
42*)2 () () *() (* * p p pSxp pxx p pp  [bar] (3.68)
2*r dp pp
[bar] (3.69)
) 540(4 DSE x x 
[mm] (3.70)
dm
dsxSsp p




44
[bar] (3.71)
8. 540°≤ϕ≤ 540°+ ϕ DSE
r drppSxp pxx p pp ) () *() (* *
52
52
[bar] (3.72)

) 540(5 DSE x x  [mm] (3.73)

9. 540°+ ϕ DSE ϕ≤ 720°
rpp
[bar] (3.74)

Calculele procesului termic al motorului KTM LC4 au fost realizate integral în
programul Microsoft Excel și sunt prezentate î n anexa 2 .
După completarea tabelului 3.5. , cu ajutorul programului Exc el am realizat diagrama
indicată rotunjită .
Tabelul 3.5 . Valorile cursei pistonului ș i ale presiun ei p după legea de variaț ie
 Cos() x [mm] p [bar]

1. 0°≤ϕ≤ ϕ ISE
=0 1 0 1,22
=5 0,99 0,19 1,11
=10 0,98 0,76 1,002
….. …. …. ….
ϕ=17 0,96 1,9 0,87
=18 0,95 2,4 0,85
=20 0,93 3 0,85
=50 0,6 17 0,85
….. ….. ….. …..
=180 -1 76 0,85

2. 180°≤ϕ≤ 365° -ϕC
=181 -0,99 75,9 0,85005
=190 -0,98 75,6 0,855
=200 -0,93 74,4 0,871
=220 -0,76 69,6 0,945
=240 -0,5 61.5 1,095
=260 -0,17 50,5 1,383
=280 0,17 37,3 1,952
=300 0,5 23,5 3,175
=345 0,96 1,70 15,49

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

54

3. 365° -ϕC≤ϕ≤ 360°
=346 0,97 1,48 16,1
=350 0,98 0,76 18,7
=355 0,99 0,19 21,8
=360 1 0 25

4. 360°≤ϕ≤ 370°
=362 0,998 0,03 28,77
=364 0,997 0,122 38,92
=366 0,994 0,275 52,8
=368 0,99 0,48 65,9
=370 0,98 0,76 71,96

5. 370°≤ϕ≤ 380°
=372 0,97 1,09 71,4
=374 0,97 1,48 69,4
=376 0,96 1,93 65,44
=378 0,95 2,44 58,6
=380 0,93 3 48,1

6. 380°≤ϕ≤ 540°- ϕ DSE
=381 0,93 3,3 46,5
=400 0,76 11,4 23,5
=420 0,5 23,58 12,7
=440 0,17 37,33 8,03
=460 -0,17 50,5 5,8
=480 -0,5 61,58 4,66
=488 -0,61 65,2 4,37

7. 540°- ϕ DSE ≤ϕ≤ 540°
=490 -0,64 66,01 4,3
=500 -0,76 96,6 2,9
=510 -0,86 72,4 3,55
=520 -0,93 74,4 3,18
=530 -0,98 75,6 2,27
=540 -1 76 2,42

8. 540°≤ϕ≤ 540°+ ϕ DSE
=550 -0,98 75,6 2,23
=560 -0,93 74,4 2
=570 -0,86 72,4 1,76
=580 -0,76 69,63 1,52
=592 -0,61 65,19 1,24

9. 540°+ ϕ DSE ϕ≤ 720°
=600 -0,5 61,58 1,22
=620 -0,17 50,5 1,22
….. …. ….. …..
=720 1 0 1,22

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

55

Fig.3. 3. Diagrama indicată rotunjită .

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

56
3.3. CALCULUL ELEMENTELOR COMPONENTE ALE MOTORULUI
3.3.1. Calculul pistonului

Pistonul este elementul care preia forța de presiune a gazelor și o transmite către
mecanismul motor. Împreună cu segmenții asigură etanșarea față de gazele de ardere,
delimitează spațiul în care evoluează fluidul motor în vederea producerii de lucru mecanic,
preia și transmite cea mai mare parte din căldura degajată prin ardere și controlează cantitatea
de ulei d e pe oglinda cilindrului. Proiectarea pistonului cuprinde următoarele etape:
– desenul pistonului, determinarea dimensiunilor prealabile ale pistonului;
– calculul fundului pistonului;
– calculul regiunii port -segment;
– calculul umerilor pistonului;
– calculul strâ ngerii;
– calculul profilului pistonului.

3.3.1.1. Dimensiunile principale ale pistonului

Dimensiunile principale ale pistonului sunt prezentate î n figura 3.4 .

Fig.3.4. Dimensiunile principale ale pistonului.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

57
Dimensiunile principale ale pistonului studiat au fost m ăsurate cu precizie cu șublerul
și cu micrometrul. Fiind un m otor cu o tehnologie de fabricaț ie avansat ă, se observ ă că
dimensiunile m ăsurate (tabelul 3.6 ) nu se î ncadreaz ă în intervalul valorilor calculate dup ă
indicaț iile din literatura de specialitate.
Tabelul 3.6 . Dimensiunile principale ale pistonului .
Dimensionarea pistonului
Valoare adoptat ă [mm] Interval
D 101 Valoare impus ă [mm]
δ 5 8.08 10.1
L 56 80.8 111.1
Hc 28 45.45 75.75
Lm 37 50.5 80.8
du 32 30.3 50.5
B 34 30.3 40.4
s 5 5.05 10.1
rf 1.25 adoptat
ra 0.25 adoptat
a – segm. comp. 3.8 4.04 4.545
a – segm. ungere 3.2 3.838 4.343
Δa 0.7 0.5 0.95
Di 56 calculat
H1 4 6.06 12.12
h 1.3 1.5 2.5
H2 3.5 3.535 4.545
H3 12

det. grafic. δp 12
H5 18
H4 15
d 22 24.24 28.28
di 13 14.08 15.84
Δcp 0.3 0.202 0.404
Dcp 100.4 calculat
Δm 0.09 0.0303 0.1313
Dm 100.82 calculat
l 60 80.8 87.87
dsu 3 adoptat

Pistonul motorului LC4 este realiz at din aliaj de aluminiu pe bază de siliciu , numit
silimin. Aceste aliaje au proprietăț i bune la turnare, o greutate specifică scazută ș i o reziste nță
mecanică ridicată, de aceea sunt folosite în condiții grele de sarcină . De asemene a, aceste
aliaje au o rezistență mare la coroziune, un coeficient de dilatare redus iar prin alierea cu Mg,
Ni, Cu et c. se mărește rezistența la rupere. În funcț ie de continutul d e siliciu, aliajele silumin
se împart î n trei grupe: hipoeutectice dacă au în componenț a Si < 11,5% , eutectice cu
11,5…13,5% Si ș i hipereutectice cu 13,5…26 % Si.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

58
Caracteristicile aliajului si lumin eutectic sunt prezentate î n tabelu l 3.7.

Tabelul 3.7 . Caracteris ticile aliajului silumin eutectic .
Masa specifică ρ 2.7 kg/dm3
Coef. de dilatare αp 20,5…21,5 21 10-6/K
Conductivitatea termică λ 142…155 150 W/mK

Rezistenta la rupere prin tracț iune la
temperaturile :
ζ-1t 293K= 300…370 320
MPa 423K=250…300 280
523K=110…170 120
Limita la curgere la 293K ζc 280…340 300 MPa
Rezistența la oboseală la 292K ζ-1 110…140 120 MPa
Duritatea Brinell la 293K 90…125 120
Modulul de elasticitate E 79000 MPa
Coeficientul contractiei transversale μ 0,36…0,32 0.33 –

3.3.1.2. Verificarea pistonului la solicitari termice

Sub aspectul mă rimilor ef orturilor unitare rezultante, cât și al amplitudinii variaț iilor
acestora , zonele periculoase se situează î n punctele 1,2,3 si 4 din figura 3.5 .

Fig.3.5 . Zonele periculoase sub acț iunea eforturilor unitare.

Eforturile termice unitare sunt generate de repartiția neuniformă a temperaturilor în
capul pistonului și de modul în care acesta se dilată liber sau limitat. Aceasta, acumulată cu
efectele stării termice a capului pistonului care pot reduce rezistența mecanică a materialului
la anumite aliaje de Al la jumătate, și cu diferențele locale de temperatură care pot pr oduce
tensiuni termice și deformații în piston, duc la concluzia că la calculul fundului unui piston
trebuie realizată o optimizare, astfel încât să rezulte niște coeficienți de siguranță c  suficienți
de mari, pentru a asigura o funcționare ireproșabilă.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

59

1475052
6.310
26
2


R iHgP
RQ
qi e n
ip

 [W/m2] (3.75)
unde : P n = 40,1 [kW] – puterea nominală;
ge = 0.345 [kg/kW ∙h] – consumul specific de combustibil la regim nominal;
Hi = 43932 [kJ/kg] – puterea calorică inferioară a combustibilului;
R =50,5 [mm] – raza cilindrului;
i = 1 – numărul de cilindrii.
Fracțiunea  depinde de modul de răcire a pistonului :
 = 0.02…0.025 – pentru pistoane nerăcite
 = 0.03…0.09 – pentru pistoane răcite mediu
 = 0.1…0.15 – pentru pistoane răc ite intens
 = 0.07 (3.76)

În cazul pistonului încastrat răcit mediu evacuarea căldurii acumulate se face atât pe
direcție radială, cât și pe direcție axială .

Diferența de temperatură ΔT r între temperatura centrului, T c și temperatura periferiei
Tp este :

*4102
3 i r
P C rRqT T T
[K] (3.77)
][43,33 K Tr

unde : R i = 28 [mm] – raza periferiei capului pistonului;
* = 8,5 [mm] – grosimea medie a capului pistonului;
λ = 150 [W/mK] – conducti vitatea termică a materialului capului pistonului.
Diferența de temperatură ΔTa, între temperatura T e a fibrei exterioare ș i temperatura T i
a fibrei interioare este:

*103 a
i e aqTT T [K] (3.78)
][15,50 K Ta

unde : qa= 885031 [W/m2] – densitatea fluxului de caldură pe direcție axială ;
* = 8,5 [mm] – grosimea medie a capului pistonului;
λ = 150 [W/mK] – conductivitatea termică a materialului capului pistonului.

3.3.1.3. Calculul eforturilor unitare termice pentru capul pistonului

Se ține seama de reacțiunea pereț ilor l atereali ai regiunii portsegmenți, care acționează
printr -o presiune p:

) 1(2 kTETpr p
 [MPa] (3.79)
unde: μ = coeficientul contracț iei transversale ala materialului capului postonului;





 
2 22 2
**
ii
i R RR R
RRk
(3.80)

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

60
Efort urile termice pe directie axială se determină cu relaț iile:

ap
rz TE2
[MPa] (3.81)

aTEp
tz


) 1(2
 [MPa] (3.82)
Semnul de deasupra se referă la fibra exterioară , iar cel de dedesubt la fibra interioară .

Eforturile unitare termice pe direcție radială , σr și pe direcție tangenț ială, σt, nu se
modifică pe direcție axială, și se calculează cu ecuaț iile:





22
14irp
rRrTE

[MPa] (3.83)





 1 3422
irp
rRrTE

[MPa] (3.84)
unde: αp [1/K] – coef. de dilatare liniară a materialului capului pistonului;
r [mm] – raza la care se dezvoltă efortul unitar;
Ri [mm] – raza periferiei capului pistonului;
E [MPa] – modul de elasticitate longitudinal al materialului capului pistonului;
Semnul “+” caracter izează eforturile de tracț iune.

Eforturile unit are termice vor fi date de relaț iile:
pr ri
[MPa] (3.85)
pt ti
[MPa] (3.86)
Eforturile unitare termice rezultante vor fi:
rz ri rs
[MPa] (3.87)
tz ti ts
[MPa] (3.88)
După realizarea calculelor c u ajutorului programului Excel rezultatele sunt prezentate în
tabelul 3.8 .
Tabelul 3.8 . Calculul eforturilor unitare termice .

Eforturi termice pe
directie axială ζrz fibra exterioară -41.6009 MPa
fibra interioară 41.60089 MPa
ζtz fibra exterioară -62.0909 MPa
fibra interioară 62.09089 MPa

Eforturile unit are
termice pe direcție
radial ă si tangențială ζr Pentru punctele din centrul capului
pistonului : pct.1(fibra exterioară )
respectiv pct.2 (fibra interioară ) unde raza
la care se dezvoltă efortul unitar r=0 -13.867 MPa
ζt 13.86696 MPa
ζr Pentru punctele din extremitatile capului
pistonului :pct.3(fibra exterioară )
respectiv pct.4 (fibra interioară ) unde raza
la care se dezvoltă efortul unitar r=R i 0 MPa
ζt 27.73393 MPa
Coef. k 0.608095

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

61
Presiunea p 21.69943 Mpa

Efortu rile unitare
termice pe direcție
radială si tangențială

ζri Pentru punctele din centrul capului
pistonului : pct.1(fibra exterioară )
respectiv pct.2 (fibra interioară) unde raza
la care se dezvoltă efortul unitar r=0 7.83247 MPa
ζti 35.5664 MPa
ζri Pentru punctele din centrul capului
pistonului : pct.3 (fibra exterioara)
respectiv pct.4 (fibra interioară ) unde raza
la care se dezvoltă efortul unitar r=R i 21.69943 MPa
ζti 49.43336 MPa

Eforturi termice
unitare rezultante ζrs Fibra exterioară (pct. 1) -33.7684 MPa
Fibra exterioară (pct. 3) -19.9015 MPa
Fibra interioară (pct. 2) 49.43336 MPa
Fibra interioară (pct. 4) 63.30033 MPa
ζts Fibra exterioară (pct. 1) -26.5245 MPa
Fibra exterioară (pct. 3) -12.6575 MPa
Fibra interioară (pct. 2) 97.65729 MPa
Fibra interioară (pct. 4) 111.5243 MPa

3.3.1.4. Calculul eforturilor unitare mecanice pentru capul pistonului

Pe direcție radială :



) 1( ) 3()10 * (22
6
0    
ic rmRrj p p
[MPa] (3.89)
Pe direcț ie tangențială :




) 1( )31()10 * (
83
22
6
0 22
1  

ic tmRrj p pR
[MPa] (3.90)
Unde: pc [MPa] – presiunea gazelor di n cilindru la momentul consideră rii efortului;
j [m/s2] – accelerația pistonului î n momentul considerat.

]/[)' 1( 102 2 3sm r j  
(3.91)

Tabelul 3.9 .Verificare a capului pistonului la solicită ri mecanice .
Calculul eforturilor pentru momentul presiunii maxime ( pc=pz ; j ≈ jmax-500 m/s2 )
Presiunea gazelor din cilindru pc=pz – 7.196025 MPa
Acceleraț ia pistonului j – 26494.07 m/s2
Eforturile unitare me canice pe
direcție radială ζr m fibra exterioară ; pct.1 -120.498 MPa
fibra exterioară ; pct.3 31.45826 MPa
fibra interioară ; pct.2 120.4977 MPa
fibra interioară ; pct.4 -31.4583 MPa
Efort urile unitare mecanice pe
direcție tangențială ζt m fibra e xterioară ; pct.1 -120.498 MPa
fibra exterioară ; pct.3 10.38123 MPa
fibra interioară ; pct.2 120.4977 MPa
fibra interioară ; pct.4 -10.3812 MPa

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

62
Tabelul 3.10 .Verificarea capului pistonului la solicitari mecanice .
Calculul eforturilor pentru momentul presiunii minime ( pc=pa ; α=0ᵒRAC ; j=j α=0ᵒ (max.) )
Presiunea gazelor din cilindru pc=pa – 0.085 MPa
Acceleraț ia pistonului j=jα=0ᵒ
(max.) – 26994.07 m/s2

Efort urile unitare mecanice
pe direcție radială
ζr m fibra exterioară ; pct.1 -9.45508 MPa
fibra exterioară ; pct.3 2.468432 MPa
fibra interioară ; pct.2 9.455081 MPa
fibra interioară ; pct.4 -2.46843 MPa

Efort urile unitare mecanice
pe direcție tangențială
ζt m fibra exterioară ; pct.1 -9.45508 MPa
fibra exterioară ; pct.3 0.814582 MPa
fibra interioară ; pct.2 9.455081 MPa
fibra interioară ; pct.4 -0.81458 MPa

Efort uri unitare rezultante pe
direcție radială
ζr m +ζr s fibra exterioară ; pct.1 -154.266 MPa
fibra exterioară ; pct.3 11.5568 MPa
fibra interioară ; pct.2 169.9311 MPa
fibra interioară ; pct.4 31.84207 MPa

Efort uri unitare rezultante pe
direcție tangențială
ζ tm +ζt s fibra exterioară ; pct.1 -147.022 MPa
fibra exterioară ; pct.3 -2.2763 MPa
fibra interioară ; pct.2 218.155 MPa
fibra interioară ; pct.4 101.143 MPa

3.3.1.5 . Calculul la oboseal ă al capul pistonului

Calculul la oboseală al capului pistonului constă în determinarea valorilor
coeficientilor de siguranță în cele patru puncte periculoase pentru solicitările pe direcția
radială și tangențială.
În punctele 1 si 2, eforturile ra diale sunt egale cu cele tangenț iale, deci se va determina
câte un singru r coeficient de siguranță pentru fiecare punct.
În punctele 3 si 4, se vor determina coefcienți de siguranță atât pentru solicitarile pe
direcț ie radială , cât și tangenț ială.
Se vor calcula, pentr u fiecare din cele 4 puncte, atât pe direcție radială cât și pe
direcție tangențială :
– amplitudinea eforturilor:
] [2min maxMPav
(3.92)

– efortul mediu:
] [2min maxMPam
(3.93)

– coeficientul de asimetrie:
maxmin
y
(3.94)

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

63
Se calculează raportul:
074,1
111



ccZ

(3.95)
unde:

111,021
oo
 (3.96)

unde : ζ-1=120 [MPa] – rezistența la oboseală la solicitări de încovoiere, după ciclul alte rnant
simetric;
ζ0=216 [MPa] – rezistența la oboseală la solicitări de î ncovoiere, dupa ciclul pulsant;
ζc=210 [MPa] – limita de curgere a materialului capului pistonului.

În cazul în care:

Z
mv (3.97)
atunci:

m vvc





1 (3.98)

În cazul în care:

Z
mv (3.99)

atunci:

m vc
vc





 (3.100 )

unde :  = 1,3 5 – coeficient de concentrare a tensiunilor;
 = 1 – coeficient dimensional;
 = 1 – coeficient de calitate a suprafețelor;

Rezultatele calculului la oboseală al capului pistonului sunt prezentate î n tabelul 3.11 .

Tabelul 3. 11. Calculul la oboseală al capului pistonului.

Amplitudinea
eforturilor, pe
directie radială

ζv punctul 1 55.52132 MPa
punctul 3 14.49492 MPa
punctul 2 55.52132 MPa
punctul 4 14.49492 MPa

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

64
Amplitudinea
eforturilor, pe
direcție tangențială
ζv punctul 1 55.52132 MPa
punctul 3 4.783322 MPa
punctul 2 55.52132 MPa
punctul 4 4.783322 MPa
Efortul mediu, pe
direcție radială
ζm punctul 1 -64.9764 MPa
punctul 3 16.96335 MPa
punctul 2 64.9764 MPa
punctul 4 -16.9633 MPa
Efortul mediu, pe
directie tangențială
ζm punctul 1 -64.9764 MPa
punctul 3 5.597905 MPa
punctul 2 64.9764 MPa
punctul 4 -5.5979 MPa
Coeficientul de
asimetrie y 12.74423 MPa

Tabelul 3.12 . Calculul coeficienț ilor de siguranță
Coeficienți de
siguranță a capului
pistonului în pct.
considerate pe direcție
radială cζ1 punctul 1 3.347098
cζ3 punctul 3 12.82072
cζ2 punctul 2 3.347098
cζ4 punctul 4 12.82072
Coeficienți de
siguranță a capului
pistonului î n pct.
conside rate pe direcție
tangențială cζ1 punctul 1 3.347098
cζ3 punctul 3 38.85068
cζ2 punctul 2 3.347098
cζ4 punctul 4 38.85068

3.3.1.6. Verificarea regiunii portsegmenț i

Solicitările periculoase apar în primul umăr de segment și în secț iunea transversal ă
prin capul pistonului, la nivelul canalului pentru segm entul de ungere, unde se evidențiază
zona slăbită din cauza găurilor sau tă ieturilor practicate contra pompajului, sau pentru
împiedicarea conducției că ldurii că tre manta.
Verificarea primului umă r de segment – primul umăr de segment este solicitat
variabil la încovoiere și forfecare în secțiunea de încastrare, în ciclul pulsant (y = 0), de către
forța generată de presiunea maximă a gazelor p z [MPa] . Datorită laminării, în primul canal de
segment se transmite numai o fracțiune din această presiune maximă a gazelor, și anume,
0.9∙pz .

Eforturile unitare maxime de încovoiere și forfecare se determină cu relațiile:

 
 2
22
max2 27.2
Ha a Da a a aD p
c cc c c c z
u
(3.10 1)

] [68,33max MPau

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

65

 
 2max2 29.0
Ha a Da a a aDp
c cc c c c z
u (3.102 )

] [73,8max MPau

Efortul unitar rezultant se calculează cu relația :
2
max2
max 4u u rez  
(3.103 )

] [94,37 MParez
Efortul unitar rezultant rez nu trebuie s ă depășească valorile de 30 -40 [MPa ] la
pistoanele ușoare sau 60 -80 [MPa] la cele din fontă sau oțel.
Coeficientul de siguranță la oboseală pentru înc ovoiere se determină cu relația :





1max112


rC
(3.104 )

8,4C

3.3.1.7. Verificarea secț iunii transversale prin canalul segmentului de ungere

În canalul de ungere, sec țiunea efectivă A cp care delimiteaz ă regiunea port segment de
mantaua pistonului este reprezentată în figura 3.4 . În zona umerilor bolțului, din cauza
rigidității ridicate impuse, nu vor fi practicate găuri pentru ungere, sau fante pentru
întreruperea fluxului termic către mantaua pistonului.

Fig.3.6 . Secțiune prin canalul de ungere .

Această secțiune este solicitată variabil după un ciclu asimetric la care valorile
maxime și minime ale eforturilor unitare de comprimare se determină cu relația :


cpz cp o z
cAJ MDp p 
42
max

(3.105 )

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

66
în care: M cp [kg] – masa capului pistonului, determinat de secțiunea segmentului de ungere;
Acp [mm2] – aria secțiunii întrerupte de găurile sau de fanta din canal.

cp cp V M
(3.106 )

 sd h h s DDD LLD LLDVg im i m
cp2 22 2 2
4 434 4  



(3.107 )

]3[ 095,0 dm cpV

][ 256,0 kg Mcp

] [52,58max MPac

Efortul unitar minim de întindere în secțiunea transversală a canalului segmentului de ungere:


cpAJcpMD
opap
cmax42
min

 (3.108)

] [23,8minMPac

Amplitudinea eforturilor unitare normale în secțiunea canalului segmentului de ungere:

2min max c c
v (3.109 )

] [37,33 MPav

Efortul unitar normal mediu în secțiunea canalului de ungere:

2min max c c
m (3.110 )

] [15,25 MPam

Coeficientul de asimetrie:

ccy
maxmin
 (3.111 )

14,0y

22,021
1 
oo


Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

67
Coeficientul de siguranță la oboseală se calculează cu relația :

m vcC



1
1 (3.112 )

05,3C .

3.3.1.8. Calculul umerilor pistonului

Presiunea convențională maximă ce se dezvoltă în umeri prin apăsarea bolțului nu
trebuie să depășească anumite valori pentru care uzurile devin inacceptabile.

Fig.3.7 . Umerii pistonului.

Calculul presiunii maxime se face cu rela ția:


B dJM Dp ppz p o z
u1442
max
(3.113 )

] [38,78max MPa pu

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

68
3.3.2. Calculul bolțului

Bolțul este organul de legătură între piston și bielă, asigurând mișcarea relativă dintre
acestea. Trebuie să îndeplinească condiția de a avea o masă cât mai mică posibilă. Bolțul
suportă forțe atât de mărime variabilă cât și de sens alternativ. Aceste forțe supun bolțul la
încovoiere alternativă și la ovalizare.

3.3.2.1. Dimensionarea bolțului și a inelelor de siguran ță

Fig.3. 8. Dimensiunile bolț ului

Tabelul 3.13 . Dimen siunile bolț ului
Diametrul bol țului d 22 mm
Lungimea bol țului l 60 mm
Tip bol ț bolț flotant
Diametrul interior al
bolțului di (0.4…0.5)d 13 mm

Dimensiuni inel de
siguran ța d3 STAS : J 24/DIN 472 23.7

mm a 23
c 11
d1 24.6
d2 1.5

3.3.2.2 . Verificarea bolțului la solicitări
Bolțul se va verifica la s olicitările produse de forța F, rezultanta dintre forța de
presiune maximă a gazelor și forța maximă de inerție a pistonului echipat cu segmenți , la
regim nominal .

) 1(21042 32
 DM pDFp z (3.114 )
][7, 57631 N F

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

69
Rezistenț a la presiunea de contact
Lungimea pă rții de bolț aflată în contact cu un bosaj al pistonului :

][)] (1[21mm jb ab  (3.115 )
][5,17 mm ab

unde: b = 23 [mm] – lățimea piciorului bielei;
j = 2 [mm] – jocul.
Este necesar calculul a două presiuni convenționale maxime:
Presiunea dintre bolț și bosaj:

84,742maxa a padFp [MPa] (3.116 )

Presiunea dintre bolț și bucșa bielei:

04,77maxb
beb pbdFp [MPa] (3.117 )

Verificarea la încovoiere
– efortul unitar maxim :

) 1( 2,1)5,1 4 3(
4 3 max

beb
db a l F (3.118)

] [81,387max MPa 

– rezistența la oboseală:
] [ 4001 MPa
(3.119 )

– coeficientul de siguranță:
31,1
max1


c
(3.120 )

unde: ε = 0,85
β =1- coeficient de conc entrare la solicitări variabile;
ϒ=1,5 – coeficient de calitate a suprafeț ei;

Verificarea la forfecare
Forța tăietoare maximă apare în secțiun ile din dreptul jocurilor " j " . Expresia efortului
unitar maxim este:

] [4,103
) 1() 1( 85,0
4 22
MPa
dF
be

 (3.121 )

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

70
Verificarea la ovalizare
39,1)4,0(155,13  k
(3.122 )
][14,011 09,03
mmlEkFfb 




(3.123 )
3.3.3. Calculul segmen ților

În calculul segmentilor se determină cele două dimensiuni fundamentale, a și h, și
forma lui liberă, care asigură o anumită distribuție a presiunii, adoptată. Se verifică apoi
eforturile unitare generate la montarea segmentului pe piston și mărimea rostului î n
funcționare. Se mai stabilesc jocurile segmentului în canal și numărul de segmenț i.

3.3.3.1. Dimensiunile segmen ților

Fig.3. 9. Dimensiunile principale ale segmentului dreptunghiular.

a = 4 [mm] – lățimea segmentului;
h = 1,3 [mm] – înălțimea segmentului;
D0 = 105 [mm] – diametrul segmentului în stare liberă;
sm = 0,6 [mm] – rostul segmenului montat.

3.3.3.2. Presiunea medie elastic ă

Realizarea unei distribuții convenabile a presiunii elastice p( α) pe contur și a unei anumite
presiuni medii elastice p e la segmentul montat în cilindru se asigură printr -o forma specială a
fibrei medii a segmentului în stare liberă (netensionată). În proiectare se pleacă așadar de la
impunerea valorii presiuni medii elastice și a legii de dist ribuție a presiunilor dintre segment și
cilindru, și în funcție de acestea și de dimensiunile prealabile se determină forma fibrei medii în
stare liberă.
Impunerea unor valori mari a le presiunii medii elastice este avantajoasă întrucât
diminuează pulsația segmentului, ridică frecvența oscilațiilor proprii și intensifică transferul de
căldură de la segment la cilindru. Din acest punct de vedere, presiunea medie elastică a
segmentului de etanșare trebuie mărită odată cu creșterea turației motorului.
Dependența de mărimea alezajului reflectă indirect influența turației motorului. Alegerea
unor valori mai mari decât cele recomandate este obiecționabilă întrucât uzura cuplului segment –
cilindru se int ensifică sensibil. Acesta este și motivul pentru care la segmenții motoarelor mari se

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

71
utilizează presiuni medii elastice mari. Valoarea p e se alege în funcție de turația motorului cum se
arată î n nomograma urmatoare:

Fig.3. 10. Valoarea presiunii medii elastice
în funcție de turaț ia motorului.

Presiunea medie elastică este:
pe=0,3 [MPa] (3.124)

În funcție de motorul de proiectat alegem o lege de repartiție a presiunii radiale a
segmentului astfel încât să se re alizeze o etanșare cât mai bună:

 
n
ei
e ippp p
2cos 1  
(3.125 )

Fig.3. 11. Legea de distribuție a presiunii
la periferia segmentului de comprimare .

Forța tangențială este:
][4,202NDhp Fe t 
(3.126 )

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

72
3.3.4. Calculul bielei
3.3.4.1. Calculul piciorului bielei

Stabilirea dimensiunil or. Diametrul exterior al piciorului d e, grosimea peretelui s ău h
și grosimea bucșei antifricț iune h b (Fig.3.10) se adopt ă după date stati stice î nsă în aceast ă
lucrare dimensiunile bielei au fost m ăsurate cu precizie cu sublerul ș i cu micrometrul.
Principalele dimensiuni ale piciorului bielei sunt ar ătate î n tabelul 3.13 .

Fig.3. 12. Dimensiunile piciorulu i bielei.

Tabelul 3.14 . Dimensiunile piciorului bielei
Dimensiunile principale ale picorului bielei
Valoarea adoptată [mm]
Diametrul exterior al bolț ului d 22
Diametrul exterior al
piciorului bielei de 32
Diametrul interior al
piciorului bielei di 24
Lățimea piciorului bielei a 23
Grosimea peretelui piciorului
bielei hp 4
Grosimea bucș ei piciorului
bielei hb 1

Verificarea solicitarilor . Solicită rile piciorului bielei se datorează forț ei F i care
întinde biela, forț ei F c care comprimă biela și montării cu strâ ngere a bucș ei antifri cțiune sau a
bolțului. La motoarele în patru timpi, biela este supusă la întindere în PMI de la î nceputul
cursei de admisie , când rezultanta F preluată de piston este orientată spre chiulasă. Ne glijând
forța de presiune, rezultanta F i este forța maximă de inerție a grupului piston luată la regimul
nominal, adică :
) 1( 102 3
m p i r M F
(3.127 )

][7, 14520 N Fi
,

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

73
unde: M p = 0,561 [kg] – masa pistonului echipat cu segmenți și bolț ;
rm = 38 [mm] – raza manivelei;
λ = 0,26 – raportul dintre lungimea bielei ș i raza manivelei;
l = 142 [mm] – lungimea bielei.

1.Eforturile unitare datorate forț ei de întindere sau de tracț iune Fi

Fig.3. 13. Determinarea solicitărilor produse de forț a F i , la motoarele rapide .

Momentul încovoietor î n planul de simetrie V -V determinat de forț a F i:
] [34,1) 0297,0 0003,0(0 mN rF Mi m ii  
(3.128 )
unde: ϕi=110 ° – unghiul de î ncastrare.
Forța normală î n planul de simetrie V -V:
][ 7028 ) 0008,0 527,0(0 N F Ni ii 
(3.129)
Momentul î ncovoietor in planul de simetrie I -I determinat de forț a F i:
] [1,3) cos (sin21) cos1(0 0 mN rF rN M Mi i mi mi i i   
(3.130 )
Forța normală î n planul de simetrie I -I:
][5,6901) cos (sin21cos0 N F N Ni i t ii i   
(3.131)
Efortul unitar în fibra exterioară determinat de forț a F i:
] [86,1131
) 2(6
20 MPahbkNh r hh r
M
pi
p m pp m i i





 
, (3.132)
unde:
rm=14 [mm] – raza medie;
k = 0,89 – coef. de proporționalitate pentru bolț flotant.

Efortul unitar în fibra interioară determinat de forț a F i:
] [16,111
) 2(6
20 MPahbkNh r hh r
M
pi
p m pp m i i





  
(3.133)

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

74
2.Eforturi le unitare produse de forța de compresiune Fc

Fig.3. 14. Determinarea solicitărilor produse de forț a F c.

Solicitarea de compresiune:
][ 43111max N F F Fi p c 
(3.134 )
Momentul încovoietor î n planul de simetrie V -V determinat de forț a F c:
] [15,0 1016
0 mN rFa Mm cc 
(3.135 )
Forța normală î n planul de simetrie V -V:
][79,38 ) 0008,0 527,0(0 N F Ni cc 
(3.136 )
Momentul î ncovoietor î n planul de simetrie I -I determinat de forț a F c:
] [8,1) cos1sin180 2sin( ) cos1(0 0 mN rF rN M Mm i mc c c   
(3.137)
Forța normală î n planul de simetrie I -I:

][ 179) cos1sin180 2sin( cos0 N F N Nc ic c     (3.138 )
Efortul unitar în fibra exterioară determinat de forț a F c:
] [31,251
) 2(6
20 MPahbkNh r hh r
M
pc
p m pp m c c





 
(3.139)
Efortul unitar î n fibra interioara determinat de forț a F c:
] [55,341
) 2(6
20 MPahbkNh r hh r
M
pc
p m pp m c c





  
(3.140 )

3.Eforturile datorate montă rii cu strangere. Strângerea S 0 realizată la presarea bucșei î n
piciorul bielei și strâ ngerea S T datorată dilatării mai mari a bucș ei produc presiunea de fretare:
] [32,11
2 22 2
2 22 20MPa
Ed dd d
Ed dd d
dS Sp
biei
i ei e
iT
f 








 
(3.141 )

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

75
Efortul unitar în fibra exterioară determinat de presiunea de fretaj p f:
] [12,292
2 22
0 MPa
d ddp
i ei
ff

(3.142 )
Efortul unitar în fibra interioară determinat de presiunea de fretaj p f:
] [45,402 22 2
0 MPa
d dd dp
i ei e
ff

(3.143 )
Efortul maxim în fibra exterioară :
] [67,630 0 max MPac f
(3.144)
Efortul minim î n fibra exterioară :
] [8,30 0 min MPac f
(3.145)
Verificarea deformaț iei piciorului:
] /[11,0)90 (
) 2( 106,92
3 53
mmN
d r bErFfi
i mm i
b 
 
(3.146 )
Coeficientul de siguranța la oboseala se determină cu relaț ia:
64,51

mtc



(3.147 )
unde: βζ = 1 – coeficient de concentrare la solicitari variabile;
ϒ = 1,3 (ϒ=1,1…1,5) – coeficient de calitate la suprafeței pentru biele ecruisate ;
ε = 0,4
ψ = 0,13 (ψ=0,12…0,2) – coeficient ce depinde de caracteristica materialului
ζv = (ζmax-ζmin)/2=29,93 [MPa];
ζm = (ζmax-ζmin)/2=33,74 [MPa];
ζ1t = 350 [MPa] ( ζ1t=350…370 [MPa]).

3.3.4.2. Calculul corpului bielei

Stabilirea dimensiunilor. Lungimea bielei l trebuie a leasă astfel încat arborele cotit să nu
lovească cilindrul, câ nd pistonul trece prin PMI, și nici pistonul, câ nd acesta trece prin PME.
De asemenea, este necesar ca lungimea l să prevină lovirea cilindrului de către biela, în
poziția în care î nclinarea β are valoarea maxima.

Tabelul 3.15 . Dimensiunile corpului bielei
Dimensiunile principale ale corpului bielei
Valoarea adoptată [mm]
Lățimea bielei sub racordarea cu piciorul Hp 23
Lățimea bielei la începutul racordă rii cu capul Hc 26
Lățimea medie H 24.5
Lățimea talpilor B 13
Grosimea talpii a 4
Distanț a dintre talpi h 14
Lungimea bielei l 142
Lungimea corpului bielei li 105

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

76

Fig.3. 15. Dimensiunile corpului bielei

Verificarea solicitarilor. Corpul bielei este supus la î ntindere, compresiune și încovoiere.
Solicitarea de in tindere apare numai la motoare î n patru timpi , în PMI de la î nceputul cursei
de admisie, sub acțiunea forței maxime de inerție dezvoltate de masa grupului piston ș i de
partea din masa bielei cuprinsă î ntre extremitatea pici orului și secț iunea de calcul.
Compresiunea este dată de rezultanta dintre aceea și forță de inerție și forța de presiune
maximă. î ncovoierea este provocata de forțele de inerție tangenț iale ale bielei. Practica ne
arată că solicitarile de încovoiere sunt reduse, astfel încât se verifică doar solicitarile de
întindere ș i de compresiune .

Efortul unitar de întindere în secțiunea minimă :
] [93,83
minmin MPaAFi
i 
(3.148 )
Efortul unitar de compresiune în secțiunea minimă :
] [2,249
minmin MPaAFc
c 
(3.149)

Efortul de flambaj dep ășește cu 10…15 % pe cel de comprimare și uneori se neglijeaz ă.

Verificarea solicitărilor în secț iunea medie
Forța de întindere sau de tracțiune în secț iunea medie:
][2, 11228 N FF FiBM i iM 
(3.150 )
Forța de compresiune î n sectiunea medie:
][5, 39818 N FF FiBM c cM 
(3.151 )
unde:
][5, 3292 10) 1( 102 9 2 3N dxxA rm FM
Px PM iBM  
(3.152)

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

77

Fig.3. 16. Determinarea forț elor F iBM și F’iBM

Efortul unitar de întindere în secț iunea medie:
] [32,58min MPaAF
mediM
iM 
(3.153 )
Efortul unitar de compresiune în sectiunea medie în planul de miș care:
] [65,207max MPaAFk
medcM
M 
(3.154 )
Efortul unitar de compresiune în secțiunea medie î n planul de încastrare:
] [25,2201 max MPaAFk
medcM
M 
(3.155 )

unde: k si k 1 reprezintă formulele Navier -Rankine

003,1 12
 
zmed
IAlc k (3.156 )

003,1412
1  
ymed i
IAlc k (3.157 )
Determin area coeficientului de siguranță :

65,51

mtc


 (3.158 )
unde: βζ = 1 – coefi cient de concentrare la solicită ri variabile;
ϒ = 0,9 – coeficient de calitate la suprafeț ei pentru biele ecruisate ;
ε = 0,6
ψ = 0,19 ( ψ=0,12…0,2) – coeficient ce depinde de caracteristica materialului
ζv = (ζmax-ζmin)/2=29,93 [MPa];
ζm = (ζmax-ζmin)/2=33,74 [MPa];
ζ1t = 350 [MPa] ( ζ1t=350…370 [MPa]).

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

78
CAPITOLUL 4
STANDUL MOTORULUI LC4

1. Dezasamblarea motorului:
– se fixează motorul pe cadru ;

– se scoate șurubul 1, împreună cu șai bele, apoi se scoate pedala de schimbare a
vitezelor împreună cu simeringul;
– se scoate șurubul 2, î mpreună cu șaiba și pedala de pornire ;

– se scot cele 4 șuruburi și capacul de aprindere cu statorul, inclusiv garnitura ;

– se monteaza extractorul și se scoate rotorul ;

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

79
– se îndepărteaz ă toate șuruburi le 4, împreună cu ș aibele si se elimin ă capacele
supapelor împreună cu garniturile;
– se îndepărteaz ă toate cele 11 șuruburi apoi se scoate capacul chiulasei;

– se deșurubeaz ă șurubul 1 inclusiv garnitura , șuruburi le 2 și piulițe le 3;
– se desfac șuruburi le 4 și se detașeaz ă chiulasa cu garnitura;

– se deșurubeaz ă cele 4 piulițe cu guler de la baza cilindrului;
– se scoate cilindrul și garnitura de la baza cilindrului;

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

80
2. Sec ționarea cilindrului
Datorit ă ușurin ței de prelucrare a materialului cilindrului am putut realiza sec ționarea
acestuia cu ajutorul strunglui universal dup ă cum urmeaz ă:
– se fixea ză cilindrul între bacurile strungului și se blocheaz ă cutia de viteze în pozi ția
dorit ă;

– se fixea ză polizorul unghiular pe sania longitudinal ă în portscul ă și cu mișc ări mici
de avans transversal și longitudinal se execut ă secționarea cilindrului ;

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

81
BIBLIOGRAFIE

1. GAIGINSCHI R., ZĂTREANU GH. – Motoare cu ardere internă. Construcții si calcul –
vol 1, Editura „Gh. Asachi”, Iași 1995.

2. BERTHOLD GRÜNWALD – Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru
autovehivule rutiere – ediția a II -a revazută și completată, Editura Didactică și Pedagogică,
București, 1980.

3. TARAZA D., -Dinamica motoarelor cu ardere internă, Editura Didactică și pedagogică,
București, 1985.

4. RAKOSI E., MANOLACHE GH. – Procese și caracteristici ale motoarelor cu ardere
internă pentru autovehicule rutiere – curs., Iași, 2007.

5. CÎRCOTA R., – Instalația de distribuție a motoarelor cu ardere internă, Editura Sfâ ntul
Ierarh Nicolae, 2010.

6. HOMUTESCU C.A., Dinamica motoarelor cu ardere internă, vol. 1, Uz intern, Institutul
Politehnic Iași, 1977.

7. KTM Sportmotorcycle AG – Repair Manual, Mattighofen, Austria, 2003.

8. GAIGINSCHI L., Cursuri didactice .

9. BOBESCU GH. – Motoare pentru autocamioane si tractoare. Teorie și calcul, vol. I,
Ediura „Tehnica”, Chișinău , 1996.

10. BOBESCU GH. – Motoare pentru autocamioane si tractoare. Dinamic ă, calcul și
construc ție, vol. II, Ediura „Tehnica”, Chișinău , 1998.

Sisteme de propulsie pentru ac ționarea unei motociclete

82

ANEXE