Să se proiecteze un motor cu aprinde re prin comprimare (MAC) cu urmă torii parametri: [603984]
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: [anonimizat] 1
TEMA DE PRO IECT:
Să se proiecteze un motor cu aprinde re prin comprimare (MAC) cu urmă torii parametri:
Coordonator Proiect :Conf .dr.ing. Dorin DUMITRAȘ CU
Puterea nominală : Pn=35 Kw
Turatia nominală : nn=3600 rot/min
Numă r cilindri in linie: n=3
Capacitate cilindrica: 1195 cm3
Absolvent: [anonimizat]: 1LR452
Autove hicule Rutiere I.F.R .
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: [anonimizat] 2
Cuprins:
pag.
1 STUDIU DE NIVEL ASUPRA MOTOARELOR TERMICE 4
2 CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI 13
2.1 Alegerea parametrilor inițiali ai motorului cu aprindere prin comprimare 13
2.2 Parametri procesului de schimbare a gazelor 13
2.3 Parametri procesului de comprimare 14
2.4 Parametri procesului de ardere 14
2.5 Parametri procesului de destindere 15
2.6 Parametrii principali ai motorului 16
2.7 Dimensiunile fundamentale ale motorului 17
2.8 Diagrama indicata a motorului 18
3 CARACTERISTICA EXTERNĂ DE TURAȚIE 21
4 CINEMATICA MECANISMULUI BIELA -MANIVELA 25
4.1 Deplasarea pistonului 26
4.2 Viteza pistonului 26
4.3 Accelerația pistonului 27
5 FORȚELE REZULTANTE DIN MECNISMUL BIELĂ –MANIVELĂ 30
6 MOMENTUL TOTAL AL MOTORULUI POLICILINDRIC 41
6.1 Alegerea ordinii de lucru 46
7 CALCULUL PIESELOR MECANISMULUI BIELĂ -MANIVELĂ 46
7.1 Blocul motor si chiulasa 45
7.2 Calculul cilindrului motorului 49
7.3 Elemente de etansare a cilindrilor 52
7.4 Calculul pistonului 54
7.4.1 Calculul pistonului la solicitari mecanice 55
7.4.2 Calculul capului pistonului 56
7.4.3 Calculul profilului pistonului 57
7.4.4 Calculul zonei port -segmenti 58
7.4.5 Calculul mantalei pistonului 60
7.4.6 Calculul jocurilor segmentului in canal 60
7.5 Proiectarea segmentilor 61
7.5.1 Calculul segmentilor 62
7.5.2 Calculul tensiunilor in segment la montaj 62
7.5.3 Calculul tensiunii maxime in segment 63
7.6 Boltul pistonului 64
7.6.1 Calculul boltului 64
7.6.2 Verificarea la încovoiere 66
7.6.3 Verificarea la forfecare 67
7.6.4 Calculul la ovalizare 67
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: [anonimizat] 3
7.6.5 Calculul jocului de montaj al bolțului 68
7.7 Calculul bielei 68
7.7.1 Calculul piciorului bielei 69
7.7.2 Solicitarea de intindere 70
7.7.3 Solicitarea datorata presarii bucsei 73
7.7.4 Calculul corpului bielei 74
7.7.5 Calculul capului bielei 77
7.7.6 Calculul suruburilor de biela 77
7.8 Arborele cotit al motorului 80
7.8.1 Calculul arborelui cotit 81
7.8.2 Verificarea fusurilor arborelui cotit la presiune si încălzire 82
7.8.3 Verificarea la oboseala a fusului palier 83
7.8.4 Calculul brațului arborelui cotit 87
8 CALCULUL SISTEMULUI DE DISTRIBUȚIE 89
8.1 Parametri principali ai distribuției 91
8.2 Supapele 91
8.2.1 Elementele dimensionale ale supapei 91
8.3 Bucsele de ghidare 92
8.4 Calculul arcurilor de supapa 92
8.5 Tachetii 94
8.6 Alegerea fazelor de distributie 94
8.6.1 Admisie 95
8.6.2 Evacuare 95
8.7 Calculul cinematic și dinamic al mecanismului de distribuție 96
8.8 Arborele cu came 98
9 CALCULUL INSTALAȚIEI DE RĂCIRE CU LICHID 99
9.1 Fluxul de căldură evacuat prin instala tia de racire 98
9.2 Calculul radiatorului 98
9.3 Calculul pompei de lichid 101
9.4 Calculul ventilatorului 102
10 CALCULUL INSTALAȚIEI DE UNGERE A MOTORULUI 104
10.1 Calculul ungerii fusurilor arborelui cotit baza teoriei hidrodinamice 104
10.2 Debitul de ulei al instalației 105
10.3 Calculul pompei de ulei 106
11 PROCES UL TEHNOLOGIC DE FABRICARE A SUPAPEI 107
12 STUDIU PRIVIND REDUCEREA NOXELOR FOLOSIND CATALIZATOR SI DPF 108
13 MENTENANTA IN EXPLOATARE A MOTORULUI 114
14 BIBLIOGRAFIE 115
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 4
1 STUDIU DE NIVEL ASUPRA MOTOA RELOR TERMICE
Motorul in patru timpi este un motor cu ardere interna al carui piston face patru curse simple
intr-un ciclu motor .Pistonul se miș ca intr -un cilindru inch is la un capat de catre chiulasâ . Miscarea
pistonului este asigurata de catre un mecanism b iela –arbore cotit și are loc intre doua poziț ii
extr eme: punctul mort interior PMI ș i punctul mort exterior PME.
In punctul mort interior PMI pistonul este in interi orul cilindrului spre chiulasa ș i volumul
acestuia este minim.
La punctul mort exterior PME pistonul se gaseste la cealalta extremitate in raport cu PMI ș i
volumul cilindrului este maxim.
Un ciclu motor are loc de-a lungul a doua rotaț ii ale arborelui cotit ș i cuprinde patru fa ze :
admisia ,compresia ,arderea si destinderea iar la final evacuarea .
Motorul cu ardere interna sau motorul Otto a fost construit in anul 1866 de catre
inventato rul german Nikolaus August Otto el a fost inventatorul primului motor care ardea in mod
eficient combustibilul direct intr -o camera cilindrica cu piston mobil ,miscarea efectuandu -se de -a
lungul generatoarei cilindrului .
Desi fuseseră inventate ș i alte motoare cu combustie internă acestea nu s -au bazat pe patru
timpi separati. Conceptu l de pa tru timpi este posibil să fi fost deja discutat la data invenț iei lui Otto
dar el a fost primul care l -a pus in practica.
Motorul Otto a fost concepu t ca un motor staț ionar ulterior el fiind utilizat intr -o forma
adaptat a drept motor de automobil.
Incercand sa se conformeze noilor directive Europene cat si celor pe plan mondial privind
normele de poluare cat si a rezervelor de combustibil i fosili care sunt limitate majoritatea
producatorii lor de autovehicule au inceput sa produca pentru clasa mica d e auto turisme motoare de
litraj mic cu trei cilindri ,atat cu aprindere prin scanteie cat si cu aprindere prin comprimare.
Un alt motiv al reorientarii marilor constructori de automobile de a prod uce motoare cu trei
cilindri este ș i acela ca scad consumur ile de material e care sunt din ce in ce mai puț ine ca resurse si
tot mai scumpe precum si faptul ca liniile automate de producț ie nu necesita mo dificari importante
privind tehnologia de fabricație ș i nici reinstruirea personalului tehnic de productie.
In ultima perioad a s-a acreditat ideea ca mai puț ini cilindri inseamna pret mai mic de
producție ,emisii ș i consum de combustibili mai mici.
Teoretic un motor cu trei cilindri are o bielă un piston un bolt și doua sau patru supape mai
puțin decat un motor c u patru cilindri.
Un motor cu arder e interna cu patru cilindri are in jur de 400 de componente astfel ca piesele
enumerate anterior nu reprezinta foarte mult dar inseamna totusi ceva din punct de vedere al
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 5
cost urilor ,daca luam in calcul numă rul de au tovehicule care se produc ,câ t și din punct de vedere al
greutaț ii finale a motorului pe autovehicul fenomenul downsizing prinde avantaj .
Fig. 1 .1 Concept motor MAHLE 1.2 -190 KW
Dezavantajul major al unui motor cu trei cilindri este acel a ca acesta nu este echilibrat ș i din
aceasta cauza introduce vibrații de ordinul I ,vibraț ii ce nu exista la un motor cu patru sau sase cilindri
Pentru eliminarea acestor vibraț ii la motoarele cu trei cilindri in special producatorul German
VW AG a introdus mecanismul arborilor de echilibrare pe acest tip de motoare ,dar exista
nenumarate astfel de motoare cu trei cilindri fara acest sistem de eliminare al vibraritilor.
Acest sistem de echilibrare cu arbori balansieri a fost folosit in special de grupul VAG pe
motoarele TDI cu tehnologie ,, Pompe -duse’’datorita vibraț iilor foarte mari.Teoretic vibratiile mai
mari genereaza si un zgomot mai mare ,acest tip de motare P.D. avand ș i un zgomot specific datorat
acestei tehnologii de injectare a carburantului in cilindri motorul ui.
Motoarele cu trei cilindri diesel au fost mai afectate de aceste vibratii fata de motoarele pe
benzina pentru ca au piese in miș care mai grele si iner ție mai mare dar odata cu evolutia tehnologiei
privind calitatea materialelor ș i dezvoltarea sistemelo r de injecție aceste vibraț ii au fost reduse.
In ceea ce privește vibrațiile conteaza foarte mult ș i felul in care este prins motorul de
caroserie binecunoscut fiind faptul ca motoarele de genul pompe -duse distrugeau intr -un mod rapid
suporț ii de motor ,ac est lucru fiind mult mai rar in cazul motoarelor diesel cu rampa comuna
binecunoscutele motoare cu teh nologia common rail (CR).
Aceasta tehnologie incea rcă să țină pasul atat cu cerințele pieței cât și cu normele de poluare
impuse in acest fel motoarele d iesel sun t din c e in ce mai puternice reușind să pă streze totusi un
consum redus de combustibil in favoarea emisiilor de gaze poluante tot mai scazute .
Aceste performanț e au putut fi realizate prin introducerea asazisului calculator de motor ECU
(Electron ic control unit) pentru gest ionarea injecț iei, utilizarea unor combustibili de calitate , și
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 6
introducerea unor catalizatoare respectiv filtre de particule DPF (Diesel particle filter) pentru
reducerea noxelor.
Pentru ca funcț ionarea motorului să fie corectă și economică in același timp, echipamentul de
injecț ie trebuie să indeplinească o serie de cerinț e, dintre care cele mai importante sunt:
Să ridice presiunea combustibilului la o valoare bine determinată și să il pulverizere in
camera de ardere astfel inc at amestecul de aer ș i combustib il să fie câ t mai optim iar
arderea sa fie cat mai completă ;
Să inceapă injectarea la un anumit moment ș i să o termine la un timp foarte bine
stabilit;
Injectar ea combustibilului sa fie facută corespunzator cu procedeul de a rdere al
mot orului in ceea ce priveste poziția ș i forma jetului;
Să injecteze o can titate de combustibil corespunză toare in orice moment cu sarcina și
turaț ia motorului;
Să realizeze uniformizarea debitului de combustibil pe fiecare cilindru.
Deoarece inje ctia combustibilului se face la presiuni mari 1500 -2000bar ș i foarte precis d in
punct de vedere al timpului și al cantitaț ii de combustibil injectat se impune ca jocurile elementelor
din str uctura sistemului de injectie să fie de ordinul micronilor. Acest lucru face ca elementele
componente din sistemul de inanltă presiune al sistemului de injectie diesel ș i nu numai sa fie
executate cu cea mai mare precizie. Acestea fiind și foarte sensibile la impuritațile din combustibil și
spanul ce se formeaza datorită uzurilor ș i coroziunilor in sistemul de alimentare.
Standardele europene devin tot mai exigen te in privinț a poluarii ceea ce im pune producer ea
unor autovehicule tot mai puț in poluante.
Pentru a se realiza acest lucru se folosesc diverse metod e:
Filtru de particule si catalizatorul c e au rolul de a arde funiginea ș i astfel se reduc
emisiile poluante cu pana la 90%;
Introducerea ș i utilizarea sitemelor de injectie moderna common rail;
Rearderea gazelor de evacuare reducandu -se astfel oxizii de azot care sunt foarte
toxici;
In prezent se de sfasoara cecetari privind imbunătăț irea parametrilor de injectie la
injectoarele echilibrate hidrodinamic cu solenoid ce vizează o imbunătă țire a sistemelor de inje ctie
moderne astfel incat injecția de combustibil să se real izeze la presiuni ce depaș esc 2500 bar.
Aceste tipuri de injector cu solenoid sunt cele mai folosite la or a actuala in sistemele de
injecție ș i satisfac la ora actuală cerinț ele legate de poluare. Datorita faptului ca funcț ionează la
presiuni de 2200 bar, jocurile sunt foarte mici și necesită prelucră ri cu tehnologii de ultimă generatie.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 7
Fig. 1.2 Sistem de injecție directă diesel common rail
1.Injector
2. Bujie incandescentă
3. Camera de ardere
4. Chiulasă
5. Supapă
6. Piston
In pr ezent in Romania circula peste 2 0 de modele de autovehicule dotate cu ast fel de
motoare cu ardere internă cu trei cilindri majoritatea dintre ele fiind motoare diesel cu aprindere prin
com primare MAC.
Printe aceste motoare diesel cu trei cilindri putem enumera:
Motorul de 1.4 TDI al grupului VAG cu tehnologie PD ce echipeaza VW Polo,Lupo, Skoda Fabia
etc. Acest motor dezvo ltand la o capacitate cilindrică de 1422cm3 o putere de 51 kw la 4000rpm.
Această tehnologie po mpe duse combină pompa de inaltă presiune ș i injectorul in aceeasi
unitate. Fiecare cilindru al motorului este prevazut cu o astfe l de unitate montata in chiulasă .
Generarea presiunii la aceste motoare se face cu ajutorul unui arbore cu came antrenat de arborele
cotit al motorului. Sistemele de injectie cu pompa injector uti lizate sunt cu comanda electrică ,
controlul injectiei fiind efectuat de catre ECU. La aceste injectoare pompă lipsa conductelor a con dus
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 8
la ridicarea presiunilor de injecț ie in jurul valorilor de peste 2000bar, mult mai ridicată comparativ cu
sistemele de injectie cu pompa rotativa
Fig. 1.3 Sistemul de acționare Pompă -unitară
1.Chiulasa
2.Bujie incand escenta
3.Injector pompa
4.Culbutor
5.Ax culbutori
6.Rola
7.Arbore cu came
Conceptul de motor cu trei cilindri este adoptat ș i de producatorii de pe continent ul asiatic
respectiv de Nissan și Hyudai aceș tia din urma echipand modelul I 20 1.1 CRDi cu un astfel de motor
cu trei cilindri in linie cu o capacitate de 1120cm3 ce dezv oltă 55kw la o turaț ie de 4000rpm.
Un astfel de motor cu trei cilindri dar de o capacitate mult mai mica 799cm3 au ș i cei de la
Smart care echipeaza autovehiculele Smart For T wo 0.8 CDI acestea dezvoltand o putere de 31 KW
la 4200rpm.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 9
Fig. 1.4 Autoturism Smart For Two
Producatorul ba varez BMW oferă și el clienț ilor săi noul model Seria 1 echipat cu aceast tip
de motor cu trei cilindri cu o capacitate de 1496cm3 pe modelul 114D respectiv 116D cu o putere de
70 respectiv 85kw la 4000rpm .
Fig. 1.5 Motor BMW 1.5 D –Organe in miscare
Acest motor utilizeaza un sistem de injectie common rail numele provenind de la rampa
com una (rezervorul comun) de inaltă presiune care alimentează cu carburant toț i cilindrii.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 10
Sistemele de injectie common rail au un design modular, fiecare sistem este alcautit dintr -o
pompa de inaltă presiune, injectoare, o rampa comună ș i o unitate de comanda electronică .
Fig. 1.6 Componente le sistem ului de injecâ ie common rail
Pompa de inaltă presiune comprimă carburantul și alimentează in m od constant rezervorul
(rampa comună ), menț inand astfel presiune a sistemului. Presiunea necesară este disponibilă chiar și
la turaț ii reduse ale motorului,deoarece pro ducerea presiunii nu este legată de turație.
Injectorul unui sistem de injecț ie common rail este alcă tuit dintr -o duză, un dispozitiv de
acționare pentru injectoar ele Piezo sau o supapa electromagnetică pentru injectoarele cu supapă
electr omagnetică precum și conexiuni hidraulice și electrice pentru acț ionarea duzei.
Pentru fiecare cilindru al motorului este montat un injector și conectat la rampa comună prin
intermediul unei conducte de inaltă presiune. Injectorul este controlat de ECU.
Acesta asigura deschiderea s au inchiderea acului duzei de către dispozitivul de acț ionare.
Injectoarele cu dispozitive de actionare Piezo functionează cu un nivel de zgomot deosebit d e redus.
Ambele variante asigură durate de co mutare extrem de mici și asigură o preinjecție, o injecție
principală și o injecție secundară pentru a face posibilă arderea eficient ă a combusti bilului, cu emisii
reduse, in fiecare moment de funcț ionare.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 11
Fig. 1.7 Secțiune prin injector A cu solenoid B Piezo
1.Actuator cu soenoid electromagnet ic 1.Actuator piezoelectric
2.Supapă de control 2.Rezervor -volum de combustibil
3.Circuitul hidraulic de acț ionare 3.Amplificator hidraulic de miș care
4.Acul injectorului 4.Acul injectorului
Unitatea de com anda electronica ECU controlează numărul de injecț ii, can titatea de
combustibil injectată ș i durata fiecarei injectii. In funcție de regimul de funcț ionare al motorului dat
de pozitia pedalei de accelerație și turatie ș i de mod ul de combustie,normal sau regenerare filtru,
calculatorul de injectie decide numă rul de injec ții pe ciclu. La turații și sarcini mici se efectuează
injecția cu cele mai multe secvenț e pe cic lu, iar la turații mari datorită timpului scurt de efectuare al
arderii, injecț ia se efectueaza intr -o singură segvenț a pe ciclu.
Cu un astfel de motor cu trei ci lindri dar cu aprindere prin scă nteie MAS cu o capacitate de
doar 1L producătoru Ford a căștigat de ș ase ori consecutiv premiul Internaț ional Engine and of the
Year
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 12
Șaptezeci de judecători din 31 de țări au votat și in acest an ca Ford Ecoboost să câștige în
catego ria sub -150 CP a premiilor Engine and Powertrain of the Year 2019 – adăugând un nou trofeu
celor deja existente :
"Motorul internațional al anului": 2012, 2013 și 2014
Cel mai bun motor nou: 2012
Cel mai bun motor sub 1.0 litri: 2012, 2013, 2014, 2015, 2016 și 2017
Câștigătorul categoriei sub 150 CP: 2019
Fig. 1.8 Specificatii motor 1.0L Ford Ecoboost
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 13
2 CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI
2.1 Alegerea parametrilor initiali ai motorului cu aprindere prin comprimare
Alegerea valorilor preliminare necesare calcului termic se aleg pe baza dat elor existente in
literaura de ș pecialitate ori p e baza construcț iilor existente.
Puterea nominala:
Pe = 35 KW
Tura ția motorului :
n = 3600 rot / min
Numă rul de cilindri:
i = 3
Temperatura aerului in admisie:
T0 = 293 ⁰K
Presiunea iniț iala:
p0 = 1.02 ▪105 N/m2
Temperatura gazelor reziduale:
Tr = 750 ⁰K
Presiunea gazelor reziduale:
pr = 1.2 ▪105 N/m2
Coeficientul de exces de aer:
λ = 1.35
Raportul de comprimare:
Ԑ = 20
2.2 Parametri procesului de schimbare a gazelor
Se adoptă urmatoarele valori:
Presiunea la sfâ rșitul admisiei:
pa = 0.925 ▪105 N/m2
Preincă lzirea amestecului:
ΔT = 15 ⁰K
Coeficientul de postumplere:
Yp = 1.2
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 14
Se determina prin calcule:
Valoarea coeficientului gazelor de evacuare:
r p ar
rrp pp
TT T
0 γr = 0.023 γr = {0.03 -0.06 }
Temperatura la sfâ rsitul admisiei va fi :
rr r
aT T TT
10 Ta = 318.134 ⁰K
Coeficientul de umplere rezulta din relatia:
rp
ar
VTpTp
1100 ηv = 1.04
2.3 Parametri procesului de comprimare
Se adoptă valoarea coeficientul politropic de comprimare :
n1=1.36
Se determină presiunea la sfârșitul comprimă rii:
1*n
a cp p => pc = 54.393 ▪105 N/m2
Rezultă temperatura aerului la sfârșitul comprimă rii:
11*n
a cT T => Tc = 935.366 ⁰K
Tc = {800 -950 }⁰K
2.4 Parametri procesului de ardere
Se adoptă următoarele valori pentru compoziț ia motorinei:
c = 0.857 kg
h = 0.133 kg
o = 0.001 kg
Puterea caloric ă inferioară a motorinei: Qi = 41868
Coeficientul de utilizare a caldurii:
8.0
Coeficientul de creștere a presiunii:
π = 1.8
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 15
Aerul minim necesar arderii unui kg de combustibil se calculează cu relația:
324 1221,01
minohcL Lmin = 0.671
Coeficientul teoretic de variație molară a incărcăturii proaspete este:
LchL124
0
μ0 = 1.051
Coeficientul real de variație molară a incărcăturii proaspete este:
rr
f10 μf = 1.050
Căldura specifică molară medie a amestecului ințial:
c mv T C 3104.1720 => C’mv = 36.275
Căldura specifică molară medie a gazelor de ardere pentru λ > 1este:
z mv T C 410)5.15/8,13()/2.920( = 26.815 + 0.03 Tz
26.815 + 25.722 ▪10-4 Tz
Temperatura la sfârșitul arderii rezultă din ecuația :
z f mv z mv
r caiT C T CM LQ ,, ,
min 1
-26.999 ▪10-4▪ Tz =-36.873 ▪ Tz+96712.316=0
Tz1 = 2251.643 ⁰K ;
Tz = {1800 -2400} ⁰K
Presiunea la sfârșitul arderii este:
pz = pz’= π▪ pc =9790729.049 N/m2=97907 ▪105 N/m2
2.5 Parametri procesului de destindere
Se calculeaza gradul de destindere :
zb
VV
δ = 14.248
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 16
Se adoptă coeficientul politropic al destinderii:
n2 = {1.18 -1.28 } ;
n2 = 1.2
Presiunea la sfârșitul destinderii va fi:
pb= {0.2 -0.4}
2nz
bpp
= 403945.479 N/m2 =4.039 ▪105 N/m2 ;
Temperatura la sfârșitul destinderii:
12nz
bTT
=>Tb=1323.582 ⁰K ;
Tb={900 -1350} ⁰K
2.6 Parametri principali ai motorului
Se adoptă : μr – Coeficientul de rotunjire a diagramei:
μr = 0.95
ηm -Randamentul mecanic:
ηm = 0.85
Presiunea medie a ciclului teoretic se obține cu relația:
1
11
21 21111 111 1n nc
in npp
=> p′i=12.091 ▪105 N/m2 ; = {7.5-15}
Presiunea medie indicată :
pi = μr▪ pi=11.487 ▪105 N/m2
Randamentul indicat al motorului este:
i vi
i vi m
iQ pT L p
Q pT Mp R
*** **314.8*** **
00 min
00 1
=> ηi = 0.421 ; ηi = {0.29 -0.45}
Rezultă presiunea medie efectivă :
pe = ηm▪ pi = 9.764 N/m2
Randamentul efectiv al motorului este:
ηe = ηm▪ ηi = 0.359
ηe = {0.25 -0.4}
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 17
Consumul specific de combustibil este dat de relația:
ge =
; ge = 0.240
; 240.462
;
ge = {240 -340}
2.7 Dimensiunile fundamentale ale motorului
Se adoptă: Φ – Raportul cursă/alezaj:
Φ =
Φ = {0.96 -1.3}
Capacitatea cilindrică necesară:
Vh =
; Vh = 0.398 l
Se determină alezajul ș i cursa:
D=3
= 0.750 dm
D = 75 .043 mm
S = Φ D = 0.901 dm
S = 90.052 mm
Viteza medie a pistonului este:
Wm =
▪10-3 = 10.806 m/s
Wm = {10 -12} m/s
Cilindreea totală:
Vt = i ▪ Vh = 1.195 l
Puterea litrică:
Pl =
= 29.291 Kw/l
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 18
2.8 Diagrama indicată a motorului
Diagrama indicată a motorului cu ardere internă se trasează pe baza calculului proceselor de
lucru . Trasarea se face in sistem de coordonate p -V având pe abscisă v olumul ș i pe ordonată
presiunea . Aceasta e ste o diagramă ridicată experimental in care se al ege o scară a pre siunilor ș i una
a volumelor. Deoarece pe abscisă apare și cursa pistonului trasarea diagramei se face in funcție de
cursa acestuia.
Volumul la sfârșitul admisiei:
Va = Vh ▪
= 0.419 dm3
Volumul la sfârștul compresiei:
Vc = Vh ▪
= 0.021 dm3
Se trasează izocorele Vb=Vz , Vc=Va izobară de admisie pa=const. ș i izobara de evacuare pr=const.
Politropa care reprezintă procesul de comprimare se trasează prin puncte utilizand ecuația:
1
*n
xa
a xVVp p
2
*n
xz
z xVVp p
Se adoptă: αs – Unghiul de avans la aprindere:
rad RACs 611.0; 350 ;
αs = {20-40} ⁰ RAC
Unghiul de avans la deschiderea supapei de evacuare:
rad RACev 698.0; 400
Raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei:
278.0;6.31b
Poziția punctului c′ este determinată de cursa pistonului xs corespunză toare unghiului de avans la
injecție.
180**2cos1*4180* cos12
sb
s sSx
xs = 10.200 mm
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 19
0 1000000 2000000 3000000 4000000 5000000 6000000 7000000 8000000 9000000 10000000
-9,99E -16
0,05
0,1
0,15
0,2
0,25
0,3
0,35
0,4
0,45
0,5
0,55 p [N/m^2]
V [litri] DIAGRAMA INDICATA
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 20
0 1000000 2000000 3000000 4000000 5000000 6000000 7000000 8000000 9000000 10000000
0
90
180
270
360
450
540
630
720 px*10^5 [N/m2]
alfa [grd] PRESIUNEA IN CILINDRU
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 21
Poziția punctului c′′ este determinată de presiunea in acel punct
pc = 1.2 ▪ pc = 65.272 ▪105 N/m2
pc = {1.15 -1.25}
Poziția punctului b′ este determinată de cursa pistonului xev corespunzătoare unghiului de avans la
deschiderea evacuarii
180* *2cos1*4180* 1cos12
evb
ev evSx
xev = 13.118 mm
Poziția punctului a′ este determinată de presiunea in punctul a′
pa′ =
▪ (pa+ p)
pa′ = 2.482 ▪105 N/m2
Vc =
= 0.60 dm3
Vb =
= 0.342 dm3
Vz =ρ▪ Vc = 0.029 dm3
Vb = ρ▪ δ▪ Vc = 0.419 dm3
3. CARACTERISTICA EXTERNA DE TURATIE
Performanțele dinamice si de tracț iune ale autovehiculelor sunt determinate de
caracteristica exterioara de turaț ie a motorului respectiv de parametrii principali ai acesteia:
Puterea maxima: Pmax [Kw]
Momentul maxim: MM [Nm]
Turația corespunzatoare puterii maxime: np [rot/min]
Turația corespunzatoare momentului maxim: nM [rot/min]
Prin caracteristica de turatie a motorului se intelege variatia parametrilor principali ai
motorului care caracterizează performanțele acestuia respectiv puterea, cuplul motor, consumul
specific și or ar de combustibil, in funcție de turația arborelui cotit la admisiune constanta.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 22
0 10 20 30 40 50 60 70
0 50 100 150 200 250 300 350
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000
Pe (kW); C (kg/h) Me (Nm); ce (g/kWh)
n Caracteristica externa
ce [g/kWh]
Me [Nm]
Pe [kW]
C [kg/h]
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 23
Caracteristica de turație obținută pentru admisiunea maximă de combustibil, se numește
caracteristică de turație exterioară sau caracteristică la sarcină totală unde regla jele motorului și
temperatura de funcționare fiind cele optime.
Pentru calculul puterii efective a motorului se utilizează relația:
3 2
* * **
n n nn enn
nn
nnP P [Kw]
Iar puterea momentului motor este data de relația:
2
n nn enn
nnM M
Unde: Pe = puterea efectivă ;
Pn = puterea nominal a
Me = moment efectiv;
nn = turaț ia nominală ;
n = turaț ia intr -un anumit punct al caracteristicii.
, , = coeficienț i care depind de coeficientul de elasticitate al motorului ce și de
coeficientul de adaptabilitate al motorului ca
1
22
11 2*
ee a e
cc c c
211 *2
ea e
cc c
211
ea
cc
Zona de funcționare in plină sarcină a motorului este cea cuprinsă in plaja de turație dintre [nM și
nmax] sau [nM și nl] , numită zonă de stabilitate – elasticitate:
nM
ennc
nm
aMMc
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 24
In care: nM = turaț ia la momentul maxim;
Mm = momentul maxim;
nl = turația limită.
Coeficientul de adaptabilitate este dat de relațiile:
ca =
pmax
MM sau ca =
rmax
MM
Variația momentului motor in zona de stabilitate caracterizează gradul de adaptabilitate al
motorului, determinând astfel posibilitatea acestuia de a invinge cresterile de rezistență la
înaintarea autovehiculului fară schimbarea treptei de viteză.
Raportul dintre valoarea corespunzătoare maximă a momentului motor M M și valoarea
corespunzătoare puterii maxime M P se numște coeficient sau indice de adaptabilitate.
Ca=
pM
MM
Momentul motor este:
Me = 9554 ▪
[N▪m]
Funcț ionarea economică a motorului se apreciază după consumul orar C și consumul specific
ce. Consumul orar reprezintă masa de combustibil , exprimată în kilograme, consumată de motor în
timp de o oră , iar consumul specific reprezintă masa de combustibil, exprimată în grame consumată
de un motor în timp de o oră pentru a dezvolta o putere de 1 Kw la un anumit regim de funcț ionare.
ce= 268 g/kWh
ce = ce min ▪
C =
; [kg/(kw▪h)]
Turația e conomicâ a motorului este considerată aproximativ egală cu turația momentului
maxim al motorului.
Turația minimă a motorului este:
nmin=750…1100 rot/min
Se adoptă : nmin=1000 rot/min
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 25
Motor a b c d k
MAC unitara 0,87 1,13 1,55 1,55 1
cu divizata 0,6 1,4 1,35 1,35 1
camera de vartej 0,7 1,3 1,2 1,2 1
n [r/min] Pe [kW] ce [g/kWh] C [kg/h] Me [Nm]
1000 10,760 287,738 3,096 179,331
1200 13,248 275,195 3,646 184,002
1400 15,765 264,137 4,164 187,673
1600 18,273 254,563 4,652 190,344
1800 20,738 246,473 5,111 192,014
2000 23,122 239,868 5,546 192,684
2200 25,391 234,747 5,960 192,354
2400 27,507 231,110 6,357 191,024
2600 29,436 228,958 6,740 188,693
2800 31,141 228,290 7,109 185,362
3000 32,586 229,107 7,466 181,031
3200 33,734 231,407 7,806 175,700
3400 34,486 234,747 8,095 170,047
3600 34,551 235,192 8,126 169,369
3800 0,000 800,000 2,438 0,000
4. CINEMATICA MECANISMULUI BIELĂ -MANIVELĂ
Analiza in detaliu a cinematicii mecanismului bielă -manivelă este foarte comple xă din cauza
regimului dinamic de funcționare , de aceea s -au determinat relații simplificate, in ipoteza unei viteze
unghiulare constante a arborelui cotit și la un regim stabilizat obținandus -e o precizie suficientă .
Fig. 2.1 Schema sistemului biela -manivelă
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 26
α – unghiul de rotație al manivelei
β – unghiul de inclinare al axei bielei
ω – viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit
S – cursa pistonului
R – raza manivelei
L – lungimea bielei
λ – raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei
Ap –accelerația pistonului
ω =
= 376.99
R =
= 45.02603
λ =
= 1/3.6
λ = {1/3.2 -1/4}
L =
= 162.0937
Ap=
= 0.004423 m2
βmax = 15⁰
βmax ={12-18⁰}
La o viteză unghiulară constantă a a arborelui cotit, unghiul de rotație este proporțional cu
timpul și prin urmare toate marimile cinematice pot fi exprimate in funcție de unghiul de rotație al
arborelui cotit.
Mecanismul bielă -manivelă este de tipul axat deci axa cilindrului intersect ează axa arborelui cotit .
4.1 Deplasarea pistonului
2cos1*4cos3* sin*2cos1*2R Rx ; [m]
4.2 Viteza pistonului
Viteza pistonului se obține derivand în raport cu timpul relația deplasarii.
2sin*2sin**Rv ; [m/s]
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 27
Viteza maxima a pistonului:
*41
21
*41arccos2
maxv ; [m/s]
4.3 Accelerația pistonului
Accelerația pistonului se obține derivând in raport cu timpul expresia vitezei pistonului:
αp = R▪ω²▪(cos α + λ▪ cos 2 α + k ▪λ▪ sin 2α)
-60 -40 -20 0 20 40 60 80 100
-6000 -4000 -2000 0 2000 4000 6000 8000 10000
0 90 180 270 360
ap [m/s2]
xp [mm]
vp [m/s]
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 28
Rezultatele calculelor pentru cinematica pistonului in funcție de rotația arborelui cotit:
α ⁰ β ⁰ xp [mm] Vp [l] vp [m/s] ap [m/s2]
0 0,00000 0,00000 0,00000 0,00000 8176,75936
10 0,04825 0,87262 0,03860 3,75391 7972,34132
20 0,09515 3,44694 0,15246 7,32100 7374,97101
30 0,13934 7,59575 0,33596 10,52891 6430,65054
40 0,17951 13,11793 0,58020 13,23268 5210,74331
50 0,21443 19,75363 0,87370 15,32490 3804,65896
60 0,24295 27,20323 1,20319 16,74198 2310,82330
70 0,26408 35,14830 1,55460 17,46614 826,96913
80 0,27709 43,27239 1,91393 17,52287 -559,14668
90 0,28148 51,27964 2,26809 16,97441 -1777,55638
100 0,27709 58,90976 2,60557 15,91020 -2781,56655
110 0,26408 65,94792 2,91686 14,43532 -3550,34351
120 0,24295 72,22926 3,19468 12,65857 -4088,37968
130 0,21443 77,63797 3,43391 10,68141 -4421,99781
140 0,17951 82,10181 3,63134 8,58920 -4593,40446
150 0,13934 85,58312 3,78532 6,44550 -4653,09415
160 0,09515 88,06819 3,89524 4,29018 -4651,59663
170 0,04825 89,55658 3,96107 2,14124 -4631,62809
180 0,00000 90,05206 3,98298 0,00000 -4621,64660
190 -0,04825 89,55658 3,96107 -2,14124 -4631,62809
200 -0,09515 88,06819 3,89524 -4,29018 -4651,59663
210 -0,13934 85,58312 3,78532 -6,44550 -4653,09415
220 -0,17951 82,10181 3,63134 -8,58920 -4593,40446
230 -0,21443 77,63797 3,43391 -10,68141 -4421,99781
240 -0,24295 72,22926 3,19468 -12,65857 -4088,37968
250 -0,26408 65,94792 2,91686 -14,43532 -3550,34351
260 -0,27709 58,90976 2,60557 -15,91020 -2781,56655
270 -0,28148 51,27964 2,26809 -16,97441 -1777,55638
280 -0,27709 43,27239 1,91393 -17,52287 -559,14668
290 -0,26408 35,14830 1,55460 -17,46614 826,96913
300 -0,24295 27,20323 1,20319 -16,74198 2310,82330
310 -0,21443 19,75363 0,87370 -15,32490 3804,65896
320 -0,17951 13,11793 0,58020 -13,23268 5210,74331
330 -0,13934 7,59575 0,33596 -10,52891 6430,65054
340 -0,09515 3,44694 0,15246 -7,32100 7374,97101
350 -0,04825 0,87262 0,03860 -3,75391 7972,34132
360 0,00000 0,00000 0,00000 0,00000 8176,75936
370 0,04825 0,87262 0,03860 3,75391 7972,34132
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 29
380 0,09515 3,44694 0,15246 7,32100 7374,97101
390 0,13934 7,59575 0,33596 10,52891 6430,65054
400 0,17951 13,11793 0,58020 13,23268 5210,74331
410 0,21443 19,75363 0,87370 15,32490 3804,65896
420 0,24295 27,20323 1,20319 16,74198 2310,82330
430 0,26408 35,14830 1,55460 17,46614 826,96913
440 0,27709 43,27239 1,91393 17,52287 -559,14668
450 0,28148 51,27964 2,26809 16,97441 -1777,55638
460 0,27709 58,90976 2,60557 15,91020 -2781,56655
470 0,26408 65,94792 2,91686 14,43532 -3550,34351
480 0,24295 72,22926 3,19468 12,65857 -4088,37968
490 0,21443 77,63797 3,43391 10,68141 -4421,99781
500 0,17951 82,10181 3,63134 8,58920 -4593,40446
510 0,13934 85,58312 3,78532 6,44550 -4653,09415
520 0,09515 88,06819 3,89524 4,29018 -4651,59663
530 0,04825 89,55658 3,96107 2,14124 -4631,62809
540 0,00000 90,05206 3,98298 0,00000 -4621,64660
550 -0,04825 89,55658 3,96107 -2,14124 -4631,62809
560 -0,09515 88,06819 3,89524 -4,29018 -4651,59663
570 -0,13934 85,58312 3,78532 -6,44550 -4653,09415
580 -0,17951 82,10181 3,63134 -8,58920 -4593,40446
590 -0,21443 77,63797 3,43391 -10,68141 -4421,99781
600 -0,24295 72,22926 3,19468 -12,65857 -4088,37968
610 -0,26408 65,94792 2,91686 -14,43532 -3550,34351
620 -0,27709 58,90976 2,60557 -15,91020 -2781,56655
630 -0,28148 51,27964 2,26809 -16,97441 -1777,55638
640 -0,27709 43,27239 1,91393 -17,52287 -559,14668
650 -0,26408 35,14830 1,55460 -17,46614 826,96913
660 -0,24295 27,20323 1,20319 -16,74198 2310,82330
670 -0,21443 19,75363 0,87370 -15,32490 3804,65896
680 -0,17951 13,11793 0,58020 -13,23268 5210,74331
690 -0,13934 7,59575 0,33596 -10,52891 6430,65054
700 -0,09515 3,44694 0,15246 -7,32100 7374,97101
710 -0,04825 0,87262 0,03860 -3,75391 7972,34132
720 0,00000 0,00000 0,00000 0,00000 8176,75936
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 30
5. FORTE REZULTANTE DIN MECANIUMUL BIELĂ -MANIVELĂ
Fig. 2.2 Schema forțelor din mecanismul bielă manivelă
Forța ce acț ionează i n lungul axei cilindrului se obține prin însumarea algebrică a forțelor de
inerție cu forț ele de presiun e a gazelor pentru fiecare poziț ie a arborelui cotit .
j gF FF
Forț a F aplicată in axa bolțului se descompune in două componente una de sprijin normală
pe axa cilindrului " N" si una după axa bielei " B".
N=F ▪ gβ
B=F/cosβ
Calculul forț elor " N" si "B" se face tabular:
In axa fusu lui maneton forț a "B" se descompune in doua componente una radiala " Z" si una
tangenț iala " T"
T = B▪sin (α+β)
Z = B▪cos ( α+β)
Forța tangenț iala " T" este singura care produ ce moment motor, expresia aceste ia fiind:
M = T ▪ R
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 31
α Xp Vx px vp ap Fg Fj
[⁰] [m] [l] [N/m2] [m/s] [m/s2] [N] [N]
0 0,0000 0,0210 102000,0 0,0000 8176,7594 0,0000 -12025,0681
10 0,0009 0,0248 92500,0 3,7539 7972,3413 -42,0183 -11724,4428
20 0,0034 0,0362 92500,0 7,3210 7374,9710 -42,0183 -10845,9262
30 0,0076 0,0546 92500,0 10,5289 6430,6505 -42,0183 -9457,1709
40 0,0131 0,0790 92500,0 13,2327 5210,7433 -42,0183 -7663,1267
50 0,0198 0,1083 92500,0 15,3249 3804,6590 -42,0183 -5595,2830
60 0,0272 0,1413 92500,0 16,7420 2310,8233 -42,0183 -3398,3888
70 0,0351 0,1764 92500,0 17,4661 826,9691 -42,0183 -1216,1738
80 0,0433 0,2124 92500,0 17,5229 -559,1467 -42,0183 822,3034
90 0,0513 0,2478 92500,0 16,9744 -1777,5564 -42,0183 2614,1452
100 0,0589 0,2815 92500,0 15,9102 -2781,5666 -42,0183 4090,6826
110 0,0659 0,3126 92500,0 14,4353 -3550,3435 -42,0183 5221,2766
120 0,0722 0,3404 92500,0 12,6586 -4088,3797 -42,0183 6012,5340
130 0,0776 0,3644 92500,0 10,6814 -4421,9978 -42,0183 6503,1662
140 0,0821 0,3841 92500,0 8,5892 -4593,4045 -42,0183 6755,2436
150 0,0856 0,3995 92500,0 6,4455 -4653,0942 -42,0183 6843,0256
160 0,0881 0,4105 92500,0 4,2902 -4651,5966 -42,0183 6840,8233
170 0,0896 0,4171 92500,0 2,1412 -4631,6281 -42,0183 6811,4568
180 0,0901 0,4193 92500,0 0,0000 -4621,6466 -42,0183 6796,7776
190 0,0896 0,4171 93161,6 -2,1412 -4631,6281 -39,0919 6811,4568
200 0,0881 0,4105 95199,4 -4,2902 -4651,5966 -30,0788 6840,8233
210 0,0856 0,3995 98779,1 -6,4455 -4653,0942 -14,2458 6843,0256
220 0,0821 0,3841 104203,1 -8,5892 -4593,4045 9,7442 6755,2436
230 0,0776 0,3644 111956,4 -10,6814 -4421,9978 44,0369 6503,1662
240 0,0722 0,3404 122789,3 -12,6586 -4088,3797 91,9508 6012,5340
250 0,0659 0,3126 137861,5 -14,4353 -3550,3435 158,6146 5221,2766
260 0,0589 0,2815 158997,1 -15,9102 -2781,5666 252,0969 4090,6826
270 0,0513 0,2478 189151,8 -16,9744 -1777,5564 385,4705 2614,1452
280 0,0433 0,2124 233299,4 -17,5229 -559,1467 580,7343 822,3034
290 0,0351 0,1764 300196,2 -17,4661 826,9691 876,6174 -1216,1738
300 0,0272 0,1413 406070,6 -16,7420 2310,8233 1344,8974 -3398,3888
310 0,0198 0,1083 582702,4 -15,3249 3804,6590 2126,1358 -5595,2830
320 0,0131 0,0790 895514,0 -13,2327 5210,7433 3509,6943 -7663,1267
330 0,0076 0,0546 1481098,5 -10,5289 6430,6505 6099,7209 -9457,1709
340 0,0034 0,0362 2586628,5 -7,3210 7374,9710 10989,4546 -10845,9262
350 0,0009 0,0248 4322431,4 -3,7539 7972,3413 18666,8709 -11724,4428
360 0,0000 0,0210 5439293,9 0,0000 8176,7594 23606,7280 -12025,0681
370 0,0009 0,0248 9790729,0 3,7539 7972,3413 42853,0254 -11724,4428
380 0,0034 0,0362 7633570,9 7,3210 7374,9710 33311,9646 -10845,9262
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 32
390 0,0076 0,0546 4667301,7 10,5289 6430,6505 20192,2243 -9457,1709
400 0,0131 0,0790 2994067,4 13,2327 5210,7433 12791,5475 -7663,1267
410 0,0198 0,1083 2049235,9 15,3249 3804,6590 8612,5796 -5595,2830
420 0,0272 0,1413 1490044,0 16,7420 2310,8233 6139,2866 -3398,3888
430 0,0351 0,1764 1141399,3 17,4661 826,9691 4597,2392 -1216,1738
440 0,0433 0,2124 913750,0 17,5229 -559,1467 3590,3515 822,3034
450 0,0513 0,2478 759350,5 16,9744 -1777,5564 2907,4460 2614,1452
460 0,0589 0,2815 651469,5 15,9102 -2781,5666 2430,2909 4090,6826
470 0,0659 0,3126 574428,1 14,4353 -3550,3435 2089,5384 5221,2766
480 0,0722 0,3404 518643,4 12,6586 -4088,3797 1842,8043 6012,5340
490 0,0776 0,3644 478053,1 10,6814 -4421,9978 1663,2741 6503,1662
500 0,0821 0,3841 448719,2 8,5892 -4593,4045 1533,5311 6755,2436
510 0,0856 0,3995 379459,1 6,4455 -4653,0942 1227,1953 6843,0256
520 0,0881 0,4105 354161,8 4,2902 -4651,5966 1115,3060 6840,8233
530 0,0896 0,4171 303567,3 2,1412 -4631,6281 891,5275 6811,4568
540 0,0901 0,4193 252972,7 0,0000 -4621,6466 667,7490 6796,7776
550 0,0896 0,4171 227675,5 -2,1412 -4631,6281 555,8597 6811,4568
560 0,0881 0,4105 202378,2 -4,2902 -4651,5966 443,9704 6840,8233
570 0,0856 0,3995 177080,9 -6,4455 -4653,0942 332,0812 6843,0256
580 0,0821 0,3841 151783,6 -8,5892 -4593,4045 220,1919 6755,2436
590 0,0776 0,3644 126486,4 -10,6814 -4421,9978 108,3026 6503,1662
600 0,0722 0,3404 120000,0 -12,6586 -4088,3797 79,6136 6012,5340
610 0,0659 0,3126 120000,0 -14,4353 -3550,3435 79,6136 5221,2766
620 0,0589 0,2815 120000,0 -15,9102 -2781,5666 79,6136 4090,6826
630 0,0513 0,2478 120000,0 -16,9744 -1777,5564 79,6136 2614,1452
640 0,0433 0,2124 120000,0 -17,5229 -559,1467 79,6136 822,3034
650 0,0351 0,1764 120000,0 -17,4661 826,9691 79,6136 -1216,1738
660 0,0272 0,1413 120000,0 -16,7420 2310,8233 79,6136 -3398,3888
670 0,0198 0,1083 120000,0 -15,3249 3804,6590 79,6136 -5595,2830
680 0,0131 0,0790 120000,0 -13,2327 5210,7433 79,6136 -7663,1267
690 0,0076 0,0546 120000,0 -10,5289 6430,6505 79,6136 -9457,1709
700 0,0034 0,0362 120000,0 -7,3210 7374,9710 79,6136 -10845,9262
710 0,0009 0,0248 120000,0 -3,7539 7972,3413 79,6136 -11724,4428
720 0,0000 0,0210 102000,0 0,0000 8176,7594 0,0000 -12025,0681
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 33
α F Beta N S T Z M
[⁰] [N] [rad] [N] [N] [N] [N] [Nm]
0 -12025,0681 0,0000 0 -12025 0 -12025 0,0
10 -11766,4611 0,0483 -568 -11780 -2603 -11489 -117,2
20 -10887,9445 0,0951 -1039 -10937 -4700 -9876 -211,6
30 -9499,1892 0,1393 -1332 -9592 -5903 -7560 -265,8
40 -7705,1450 0,1795 -1398 -7831 -6024 -5004 -271,2
50 -5637,3013 0,2144 -1228 -5769 -5108 -2683 -230,0
60 -3440,4071 0,2429 -853 -3544 -3406 -982 -153,4
70 -1258,1920 0,2641 -340 -1303 -1299 -111 -58,5
80 780,2851 0,2771 222 811 807 -83 36,3
90 2572,1270 0,2815 744 2677 2572 -744 115,8
100 4048,6643 0,2771 1151 4209 3787 -1837 170,5
110 5179,2583 0,2641 1400 5365 4388 -3087 197,6
120 5970,5158 0,2429 1480 6151 4431 -4267 199,5
130 6461,1479 0,2144 1407 6613 4045 -5231 182,1
140 6713,2253 0,1795 1218 6823 3382 -5926 152,3
150 6801,0074 0,1393 954 6868 2574 -6367 115,9
160 6798,8050 0,0951 649 6830 1716 -6611 77,2
170 6769,4385 0,0483 327 6777 854 -6723 38,4
180 6754,7593 0,0000 0 6755 0 -6755 0,0
190 6772,3649 -0,0483 -327 6780 -854 -6726 -38,4
200 6810,7445 -0,0951 -650 6842 -1719 -6622 -77,4
210 6828,7798 -0,1393 -958 6896 -2585 -6393 -116,4
220 6764,9878 -0,1795 -1228 6875 -3408 -5971 -153,5
230 6547,2030 -0,2144 -1426 6701 -4099 -5301 -184,6
240 6104,4848 -0,2429 -1513 6289 -4530 -4362 -204,0
250 5379,8912 -0,2641 -1455 5573 -4558 -3207 -205,2
260 4342,7795 -0,2771 -1235 4515 -4062 -1970 -182,9
270 2999,6157 -0,2815 -867 3123 -3000 -867 -135,1
280 1403,0377 -0,2771 -399 1459 -1451 -149 -65,3
290 -339,5564 -0,2641 92 -352 350 -30 15,8
300 -2053,4914 -0,2429 509 -2116 2033 -586 91,5
310 -3469,1472 -0,2144 756 -3550 3143 -1651 141,5
320 -4153,4324 -0,1795 754 -4221 3247 -2697 146,2
330 -3357,4500 -0,1393 471 -3390 2087 -2672 93,9
340 143,5284 -0,0951 -14 144 -62 130 -2,8
350 6942,4282 -0,0483 -335 6951 -1536 6779 -69,1
360 11581,6600 0,0000 0 11582 0 11582 0,0
370 31128,5826 0,0483 1085 22492 4970 21936 223,8
380 22466,0384 0,0951 1025 10784 4634 9737 208,7
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 34
390 10735,0535 0,1393 719 5179 3187 4082 143,5
400 5128,4208 0,1795 548 3067 2359 1959 106,2
410 3017,2966 0,2144 597 2805 2483 1305 111,8
420 2740,8978 0,2429 838 3483 3347 965 150,7
430 3381,0655 0,2641 1193 4571 4555 388 205,1
440 4412,6548 0,2771 1570 5741 5710 -588 257,1
450 5521,5913 0,2815 1886 6788 6521 -1886 293,6
460 6520,9734 0,2771 2079 7601 6839 -3317 307,9
470 7310,8150 0,2641 2124 8137 6655 -4683 299,7
480 7855,3384 0,2429 2024 8414 6060 -5836 272,9
490 8166,4402 0,2144 1805 8483 5189 -6711 233,7
500 8288,7747 0,1795 1464 8202 4066 -7124 183,1
510 8070,2209 0,1393 1116 8034 3012 -7448 135,6
520 7956,1293 0,0951 735 7738 1944 -7490 87,5
530 7702,9843 0,0483 360 7473 941 -7414 42,4
540 7464,5266 0,0000 0 7367 0 -7367 0,0
550 7367,3165 -0,0483 -352 7293 -919 -7235 -41,4
560 7284,7938 -0,0951 -685 7208 -1811 -6977 -81,5
570 7175,1068 -0,1393 -978 7044 -2640 -6530 -118,9
580 6975,4355 -0,1795 -1200 6719 -3331 -5836 -150,0
590 6611,4688 -0,2144 -1327 6235 -3814 -4932 -171,7
600 6092,1476 -0,2429 -1314 5461 -3934 -3788 -177,1
610 5300,8902 -0,2641 -1128 4320 -3533 -2486 -159,1
620 4170,2962 -0,2771 -766 2801 -2520 -1222 -113,5
630 2693,7588 -0,2815 -261 939 -902 -261 -40,6
640 901,9170 -0,2771 323 -1182 1175 121 52,9
650 -1136,5602 -0,2641 897 -3438 3426 -292 154,2
660 -3318,7752 -0,2429 1367 -5683 5460 -1574 245,9
670 -5515,6695 -0,2144 1652 -7761 6871 -3609 309,4
680 -7583,5131 -0,1795 1702 -9531 7331 -6090 330,1
690 -9377,5573 -0,1393 1510 -10872 6691 -8569 301,3
700 -10766,3126 -0,0951 1111 -11698 5027 -10562 226,4
710 -11644,8292 -0,0483 581 -12039 2660 -11742 119,8
720 -12025,0681 0,0000 0 -12025 0 -12025 0,0
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 35
α M1 M2 M3 M4 Mt T1 T2
[⁰] [Nm] [Nm] [Nm] [Nm] [Nm] [N] [N]
0 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0 0
10 -117,2 -38,4 -41,4 223,8 26,8 -2603 -854
20 -211,6 -77,4 -81,5 208,7 -161,9 -4700 -1719
30 -265,8 -116,4 -118,9 143,5 -357,6 -5903 -2585
40 -271,2 -153,5 -150,0 106,2 -468,4 -6024 -3408
50 -230,0 -184,6 -171,7 111,8 -474,4 -5108 -4099
60 -153,4 -204,0 -177,1 150,7 -383,7 -3406 -4530
70 -58,5 -205,2 -159,1 205,1 -217,7 -1299 -4558
80 36,3 -182,9 -113,5 257,1 -2,9 807 -4062
90 115,8 -135,1 -40,6 293,6 233,8 2572 -3000
100 170,5 -65,3 52,9 307,9 466,0 3787 -1451
110 197,6 15,8 154,2 299,7 667,2 4388 350
120 199,5 91,5 245,9 272,9 809,8 4431 2033
130 182,1 141,5 309,4 233,7 866,7 4045 3143
140 152,3 146,2 330,1 183,1 811,6 3382 3247
150 115,9 93,9 301,3 135,6 646,7 2574 2087
160 77,2 -2,8 226,4 87,5 388,3 1716 -62
170 38,4 -69,1 119,8 42,4 131,4 854 -1536
180 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0 0
190 -38,4 223,8 -117,2 -41,4 26,8 -854 4634
200 -77,4 208,7 -211,6 -81,5 -161,9 -1719 3187
210 -116,4 143,5 -265,8 -118,9 -357,6 -2585 2359
220 -153,5 106,2 -271,2 -150,0 -468,4 -3408 2483
230 -184,6 111,8 -230,0 -171,7 -474,4 -4099 3347
240 -204,0 150,7 -153,4 -177,1 -383,7 -4530 4555
250 -205,2 205,1 -58,5 -159,1 -217,7 -4558 5710
260 -182,9 257,1 36,3 -113,5 -2,9 -4062 6521
270 -135,1 293,6 115,8 -40,6 233,8 -3000 6839
280 -65,3 307,9 170,5 52,9 466,0 -1451 6655
290 15,8 299,7 197,6 154,2 667,2 350 6060
300 91,5 272,9 199,5 245,9 809,8 2033 5189
310 141,5 233,7 182,1 309,4 866,7 3143 4066
320 146,2 183,1 152,3 330,1 811,6 3247 3012
330 93,9 135,6 115,9 301,3 646,7 2087 1944
340 -2,8 87,5 77,2 226,4 388,3 -62 941
350 -69,1 42,4 38,4 119,8 131,4 -1536 0
360 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0 -919
370 223,8 -41,4 -38,4 -117,2 26,8 4634 -1811
380 208,7 -81,5 -77,4 -211,6 -161,9 3187 -2640
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 36
390 143,5 -118,9 -116,4 -265,8 -357,6 2359 -3331
400 106,2 -150,0 -153,5 -271,2 -468,4 2483 -3814
410 111,8 -171,7 -184,6 -230,0 -474,4 3347 -3934
420 150,7 -177,1 -204,0 -153,4 -383,7 4555 -3533
430 205,1 -159,1 -205,2 -58,5 -217,7 5710 -2520
440 257,1 -113,5 -182,9 36,3 -2,9 6521 -902
450 293,6 -40,6 -135,1 115,8 233,8 6839 1175
460 307,9 52,9 -65,3 170,5 466,0 6655 3426
470 299,7 154,2 15,8 197,6 667,2 6060 5460
480 272,9 245,9 91,5 199,5 809,8 5189 6871
490 233,7 309,4 141,5 182,1 866,7 4066 7331
500 183,1 330,1 146,2 152,3 811,6 3012 6691
510 135,6 301,3 93,9 115,9 646,7 1944 5027
520 87,5 226,4 -2,8 77,2 388,3 941 2660
530 42,4 119,8 -69,1 38,4 131,4 0 0
540 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 -919 0
550 -41,4 -117,2 223,8 -38,4 26,8 -1811 -2603
560 -81,5 -211,6 208,7 -77,4 -161,9 -2640 -4700
570 -118,9 -265,8 143,5 -116,4 -357,6 -3331 -5903
580 -150,0 -271,2 106,2 -153,5 -468,4 -3814 -6024
590 -171,7 -230,0 111,8 -184,6 -474,4 -3934 -5108
600 -177,1 -153,4 150,7 -204,0 -383,7 -3533 -3406
610 -159,1 -58,5 205,1 -205,2 -217,7 -2520 -1299
620 -113,5 36,3 257,1 -182,9 -2,9 -902 807
630 -40,6 115,8 293,6 -135,1 233,8 1175 2572
640 52,9 170,5 307,9 -65,3 466,0 3426 3787
650 154,2 197,6 299,7 15,8 667,2 5460 4388
660 245,9 199,5 272,9 91,5 809,8 6871 4431
670 309,4 182,1 233,7 141,5 866,7 7331 4045
680 330,1 152,3 183,1 146,2 811,6 6691 3382
690 301,3 115,9 135,6 93,9 646,7 5027 2574
700 226,4 77,2 87,5 -2,8 388,3 2660 1716
710 119,8 38,4 42,4 -69,1 131,4 0 854
720 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0 0 0
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 37
α Z1 Z2 T' Z' Rm Rp
[⁰] [N] [N] [N] [N] [N] [N]
0 -12025 -6755 0 -2635 18181,09 2635,15
10 -11489 -6726 -874 -2381 17835,99 2536,85
20 -9876 -6622 -1491 -1627 16706,78 2206,62
30 -7560 -6393 -1659 -584 14932,85 1758,91
40 -5004 -5971 -1308 484 12681,75 1394,55
50 -2683 -5301 -504 1309 10208,71 1402,59
60 -982 -4362 562 1690 7908,70 1781,39
70 -111 -3207 1630 1548 6399,80 2247,79
80 -83 -1970 2435 944 6291,04 2611,15
90 -744 -867 2786 62 7363,60 2786,56
100 -1837 -149 2619 -844 8844,86 2751,69
110 -3087 -30 2019 -1529 10232,06 2532,27
120 -4267 -586 1199 -1840 11325,44 2196,47
130 -5231 -1651 451 -1790 12084,19 1845,87
140 -5926 -2697 67 -1614 12546,13 1615,64
150 -6367 -2672 244 -1847 12784,67 1863,32
160 -6611 130 889 -3370 12881,48 3485,66
170 -6723 6779 1195 -6751 12907,63 6855,93
180 -6755 11582 0 -9168 12910,78 9168,21
190 -6726 21936 -2744 -14331 12910,56 14591,66
200 -6622 9737 -2453 -8180 12893,39 8539,63
210 -6393 4082 -2472 -5237 12812,26 5791,30
220 -5971 1959 -2946 -3965 12597,17 4939,79
230 -5301 1305 -3723 -3303 12167,91 4976,76
240 -4362 965 -4542 -2664 11452,57 5265,78
250 -3207 388 -5134 -1798 10413,50 5439,72
260 -1970 -588 -5292 -691 9085,27 5336,63
270 -867 -1886 -4919 509 7637,12 4945,43
280 -149 -3317 -4053 1584 6470,16 4351,57
290 -30 -4683 -2855 2326 6195,79 3682,78
300 -586 -5836 -1578 2625 7041,81 3062,92
310 -1651 -6711 -461 2530 8416,15 2571,47
320 -2697 -7124 118 2213 9429,96 2216,26
330 -2672 -7448 71 2388 9071,44 2389,03
340 130 -7490 -502 3810 6026,15 3842,91
350 6779 -7414 -768 7096 1657,16 7137,65
360 11582 -7367 459 9474 5425,64 9485,61
370 21936 -7235 3222 14586 16446,75 14937,50
380 9737 -6977 2914 8357 4794,04 8850,33
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 38
390 4082 -6530 2845 5306 3141,22 6020,41
400 1959 -5836 3149 3898 4876,30 5010,58
410 1305 -4932 3640 3118 5894,03 4793,48
420 965 -3788 4044 2377 6906,02 4690,50
430 388 -2486 4115 1437 8116,57 4358,78
440 -588 -1222 3711 317 9380,88 3724,98
450 -1886 -261 2832 -812 10556,28 2945,87
460 -3317 121 1615 -1719 11577,21 2358,54
470 -4683 -292 300 -2195 12417,93 2215,84
480 -5836 -1574 -841 -2131 13066,67 2290,91
490 -6711 -3609 -1633 -1551 13493,77 2251,85
500 -7124 -6090 -1840 -517 13616,76 1910,78
510 -7448 -8569 -1542 560 13742,30 1640,36
520 -7490 -10562 -859 1536 13678,31 1760,33
530 -7414 -11742 0 2164 13569,74 2163,91
540 -7367 -12025 -459 2329 13554,49 2373,73
550 -7235 -11489 396 2127 13513,07 2163,49
560 -6977 -9876 1030 1450 13395,44 1778,28
570 -6530 -7560 1286 515 13116,01 1385,66
580 -5836 -5004 1105 -416 12583,82 1180,66
590 -4932 -2683 587 -1125 11765,44 1268,50
600 -3788 -982 -64 -1403 10553,23 1404,66
610 -2486 -111 -611 -1188 9001,85 1335,42
620 -1222 -83 -854 -570 7433,19 1026,90
630 -261 -744 -698 241 6523,58 738,92
640 121 -1837 -181 979 6939,47 995,55
650 -292 -3087 536 1398 8449,17 1497,10
660 -1574 -4267 1220 1346 10342,23 1816,96
670 -3609 -5231 1643 811 12211,20 1832,31
680 -6090 -5926 1654 -82 13954,44 1656,46
690 -8569 -6367 1226 -1101 15559,42 1648,10
700 -10562 -6611 472 -1976 16928,76 2031,52
710 -11742 -6723 -427 -2509 17897,56 2545,13
720 -12025 -6755 0 -2635 18181,09 2635,15
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 39
-20000 -10000 0 10000 20000 30000 40000 50000 60000
0 90 180 270 360 450 540 630 720 Fg [N]
Fj [N]
F [N]
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 40
-15000 -10000 -5000 0 5000 10000 15000 20000 25000
0 90 180 270 360 450 540 630 720 [N]
[gradeRAC] Variatia fortelor N si S
N [N]
S [N]
-15000 -10000 -5000 0 5000 10000 15000 20000 25000 30000
0 90 180 270 360 450 540 630 720 T [N]
Z [N]
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 41
6. MOMENTUL TOTAL AL MOTORULUI POLICILINDRIC
Momentul motor instantaneu al unui motor monocilindric este momentul produs de forța
tangential la meneton. M=T▪r
Momentul motor total se obține prin insumarea momentelor obținute pentru fiecare cilindru
al motorului ținând seama de ordinea de funcționar e a acestora și de configurația arborelui cotit . De
asemenea se poate obține suma momentelor ce acționează asupra fiecaru i fus palier al arborelui.
Se stabilește variația momentului motor total in funcție de unghiul α de rotație al arborelui
cotit precum și de valoarea momentului mediu. Cu valoarea momentului mediu se calculează
puterea dezvoltată de motor și se compară cu valoarea obținută la calculul termic. Ca poziție de
pornire ( α=0) se considera poziția corespunzătoare a PMS a primului cilindru aflat la admisie.
Momentul M care rotețește arborele cotit produce asupra motorului un moment de reacțiune
care tinde sa răastoarne motorul.
Momentul T produce momentul motor numit cuplu motor iar forța T se transmite lagărului
arborelui cotit ,deci reazemelo r motorului impreună cu forța Zb . Forțele Zb și T dau o rezultantă B
care se descompune in F și N.
Pe parcursul unui ciclu motor, momentul motor are variații importante care conduc la
mișcarea de rotație neuniformă a arborelui cotit.
Dacă asupra unui fus maneton lucrează o singură bielă atunci fusul maneton este solicitat de
forța B și de forța centrifugă determinate de masa bielei aferentă manetonului.
Diagrama polară a fusului maneton se construiește considerând că manetonul este fi x iar
biela se rotește in sens invers efectele rămânând neschimbate.
Pe baza diagramelor polare se construiesc in coordinate carteziene forțele rezultante Rm si
Rp reprezentănd valorile absolute ale acestora . Diagramele carteziene desfășurate deserves pen tru
determinarea forțelor medii Rm si Rp cu care se determină presiunea medie pe cuzinet si
coeficientul de incălzire al lagărului .
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 42
-400 -300 -200 -100 0 100 200 300 400
0 90 180 270 360 450 540 630 720 M [Nm] M [Nm]
-600 -400 -200 0 200 400 600 800 1000
0 90 180 270 360 450 540 630 720 Mt [Nm] Mt [Nm]
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 43
-15000 -10000 -5000 0 5000 10000 15000 20000 25000 30000
-15000 -10000 -5000 0 5000 10000 15000 Z [N]
Z [N]
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 44
-20000 -15000 -10000 -5000 0 5000 10000 15000 20000
-10000 -5000 0 5000 10000 Z' [N]
Z' [N]
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 45
0 2000 4000 6000 8000 10000 12000 14000 16000 18000 20000
0 90 180 270 360 450 540 630 720 Rm [N] Rm [N]
0 2000 4000 6000 8000 10000 12000 14000 16000
0 90 180 270 360 450 540 630 720 Rp [N] Rp [N]
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 46
6.1 Alegerea ordinii de lucru a motorului
Pentru realizarea unei succesiuni optime de funcționare a cilindrilor motorului și o echilibrare
naturala cât mai completă a forțelor de inerție și a momentelor acestora trebuie stabilită o anumită
poziție relativă a manivelelor arborelui cotit.
Succesiunea optimă de funcționare a cilindrilor se stabilește in funcție de condiția distribuției
uniforme a exploziilor succesive a doi cilindri vecini pentru a nu rezulta sarcini medii prea mari pe
fusurile paliere dintre aceștia.
Pentru o echilibrare naturală cat mai completă a forțelor de inerție și a momentelor acestor
forțe trebuie sc căutate acele poziț ii relative ale manivelelor arborelui cotit pentru care forțele
centrifuge și forțele de inerție de ordinul unu ș i doi se anulează reciproc. De aseme nea pentru
echi librarea momentelor date de forțele de inerț ie trebuie ca manetoanele sa fie dispuse in oglinda
adică manivelele egal de părtate de mijlocul arborelui să fie in același plan ș i orientate in același sens.
Se alege ordinea de lucru a cilindril or: 1 -3-2-1
Schema de lucru a cilindrilor motorului Cilindrul
A C D E 1
C D E A 2
E A C D 3
0ș 240ș 480ș 720ș
7. CALCULUL PIESELOR DIN ANSAMBLUL BIELĂ – MANIVELĂ
7.1 Blocul motor și chiulasa
Blocul de cilindri preia eforturile de explozie și forțele de inerție ale mecanismului bielă –
manivelă. Condiția esențială pe care trebuie să o indeplinească un bloc motor este aceea de a
asigura o rigiditate maximă.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 47
Fig..7.1 Blocul motor și chiulasa
Blocul motor se realizează prin turnare: In ceea ce priveste construcția acestuia se
recomandă ca el să fie realizat sub forma unui corp cu zabrele. Acestea vor fi construite din nervurile
piesei turnate, iar pereții vor fi atât de subțiri pe cât permite tehnologia de fabricație.
In partea superioară a blocului motor se dispun găurile filetate pentru prinderea chiulasei,
diametrul găurilor filetate variaza in funcție de marimea blocului intre Φ=(8-14mm) iar adâncimea
de inșurubare este de 15 -20mm pentru blocurile din fonta iar ceva mai mare 20 -40mm pentr u
blocurile din aliaje de aluminiu.
Dacă eforturile ce tr ebuiesc preluate se mărește numă rul de prezoane nu și diametrul lor.
În jurul cămășior blocului motor se va căuta să se facă secțiuni pe cat posibil mai mici pentru
trecerea lichidului de racire cu scopul de a mări viteza de curgere . Aceasta totuși nu trebuie să
depășească 3.5m/s pentru ca există riscul antrenarii depozitelor inevitabile ce pot astupa canalele.
Pentru a avea o dimensiuni minime pentru carter se descrie infășurătoarea corpului biele i la o
rotație completa apoi se trasează secțiunea carterului astfel incăt locurile cele mai strâmte dintre
peretele blocului si corpul bielei să fie de minim 8 -10 mm stabilit din cauza balbotajului și a
corpurilor straine.
Din motive de rigiditate grosim ea blocurilor din fontă va fi de 4 -5 mm pentru blocurile de
cilindri turnate din fontă.
Un indice de apreciere a calității blocului motor este greutatea acestuia, se recomandă ca
greutatea blocului motor să nu depășească 25% din greutatea motorului.
Capa citatea motorului este determinată in principal de dintanța intre axele cilindrilor ,aceasta
fiind determinată la rândul ei de arhitectura arborelui cotit, de lungimea fusurilor maneton și palier,
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 48
și de tipul și grosimea cămășilor de cilindru ,de mărimea i nterstițiului camerei lichidului de racire
dintre cilindri.
Blocurile de cilindri se confecționează din fontă ce nușie Fc 200; Fc210; Fc 240; Fc 280;
Fc280; STAS 568 -87. Dacă blocul motor nu are cămășile de cilindri amovibile es se toarnă din fontă
pentr u cilindri deoarece are o duritate ridicată și o rezistență crescută la uzură. Totuși pentru acest
motor s -a ales soluția cu camașile de cilindru amovibile.
Chiulasa motorului se toarnă frecvent din aliaje de aluminiu, un astfel de aliaj se compune din
5% Si; 1.3% Cu; 0.5% Mg, restul Al și nu se recomandă turnarea acestora sub presiune.
Chiulasa este o piesă statică a motorului cu ardere internă , care, împreună cu blocul motor și
pistonul , formează camera de ardere . Geometria chiulasei este extrem de complexă datorită rolului
multi -funcțional al acesteia. Chiulasa conține o parte a sistemului de distribuție (supape, arcuri de
supapă, arbori cu came, culbutori și tacheți), bujiile de aprindere și cele incandescente și injectoarele
(pentru mot oarele cu injecție directă).
Datorita rolului funcțional, chiulasa este supusa unor solicitări mecanice și termice intense .
Acesta trebuie să reziste forței de presiune a gazelor și a forței de strângere a șuruburilor. Chiulasa
este supusă unor tensiuni t ermice importante datorită inegalității distribuției termice în corpul
acesteia. Pentru a răspunde tuturor cerințelor din timpul funcționării motorului, chiulasa trebuie să
îndeplinească o serie de cerințe?
Rigiditate si rezistență mecanică ridicată
Etanșe itate față de lichidul de răcire, gaze de admisie si evacuare, ulei de lubrifiere
Distribuirea cât mai uniform a caldurii in urma procesului de ardere a combustibilului
Realizarea formei optime a camerei de ardere
Masă cât mai redusa
Majoritatea motoarelo r de automobilelor au chiulasa confecționata din aluminiu, chiulasa din
fontă de utilizează cu precădere la autovehicule comerciale, de transport marfa sau persoane.
Chiulasa din aluminiu are avantajul unui coeficient mai mare de transfer termic (disipă mai ușor
căldura), masă mai mică și se prelucrează mai ușor.
Pentru modelul de față se opteaza pentru chiulasă din aliaje de aluminiu, un astfel de aliaj se
compune din 5% Si;1.3% Cu; 0.5% Mg,restul Al și se recomandă turnarea acesteia la presiune scazută.
Capacele lagărelor arborelui cutit se toarnă din oțel pentru motoare mai puțin solicitate și se
forjează la motoarele mai intens solicitate.
Prezoanele de chiulasa se executa din oțeluri aliate , de imbunătățire cu Cr sau Ni.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 49
7.2 Calculul cilindrului motorului
Grosimea cilindrului se calculeză considerându -l un vas cu pereți subțiri supus la presiune
interioară.
Fig.7.2 Forțele din cilindrul motorului
Din calculu termic al motorului se preiau valorile:
pz = 97907 ▪105 N/m2
D = 75.043 mm
S = 90.052 mm
Grosimea pereților se adoptă din condițiile de rigiditate:
Pentru M.A.C. d = 0.07 ▪ D mm
d=0.07 ▪ D = 5.3 mm
Diamensionarea peretelui cilindrului se realizează cu relația tensiunilor in plan longitudinal:
Pentru construcția cilindrului se alege fonta cu σl 38-59 [N/mm2]
Se adoptă: σl 50 [N/mm2]
δ =
= 6 mm
Cămașa umedă a cilindrului se verifică ca tensiunile admisibile să nu depășească valorile admisibile.
Tensiunea de intindere in secțiunea transversal:
σl = 0.25 ▪ pg▪
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 50
Dmed =
Unde pg – presiunea maximă a gazelor [N/mm2]
D1 = 2d + D = 88 mm
Dmed = 82 mm
Tensiunea de incovoiere este dată de relația:
σl =
34 4
27087 *32mmDD DW
ii
σl = 3.6 N/mm
Unde: h – distanța dintre P.M.I pană la axa bolțului [mm] = 40 mm
N – forța normal ă pe peretele cilindrului [N▪mm]
Nmax – forța normal maximă pe peretele cilindrului
Din calculul dinamic:
Nmax = 4029 N
Tensiunea totală are următoarea expresie:
i t
2/ 32 mmN
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 51
Fig. 7.3 Imbinarea cămășii de cilindru cu blocul motor
La proiectarea cilindrilor pe care se sprijină un guler la partea superioară , inălțimea H a
gulerului cămășii se consider desfășurată.
Pe unitatea de lungime acționează forța:
2 max2
m 64363,9N/m4***3.1 g m
sP DF
Unde: Fs – forța de strangere a cămășii pe bloc și este egală cu forța ce acționează asupra
suruburilor de chiulasă ale unui cilindru
Dm – diametrul mediu de etanșare:
De – diametrul de etanșare:
De = D1 + 3…5 mm
Dg – diametrul gulerului:
Dg = De + 6 mm = 98 mm
Ds – diametrul de centrare:
Ds = De + 1 mm = 93 mm
Dm – diametrul mediu de etanșare:
Dm =
= 87 mm
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 52
Momentul incovoietor care acționează in gulerul cămășii este dat de relația:
mNDyFM
ms
i /* 863.924**
Unde: y – reprezintă brațul dintre cele două forțe F s care acționează asupra gulerului cilindrului:
mmDD D
yms g
422
Inălțimea gulerului cilindrului Hg
mmMH
aii
g 7*5.1*6
Unde: σai = 80 Mpa
Tensiunea egală pentru o porșiune egală cu diametrul cilindrului este:
Mpa
H DF
g mys
i 120
* **6
2*
7.3 Elementele de etanșare ale cilindrilor
Etanșarea cilindrilor in partea superioara se face cu garnitura de chiulasă prin străngerea
prezoanelor chiulasei iar in partea inferioară fața de lichidul de răcire cu garniturile de etansare a
camașilor de cilindru a caror formă depinde de soluția constructivă adoptată .
Se alege inel ,,O’’ cu diametrul secțiunii:
d = 4 mm
Dimensiunile canalului de etanșare din cămașa c ilindrului:
Lațimea canalului b = 5.4 mm
Adâncimea canalului t = 3.5 mm
Șuruburile de chiulasă se strang progesiv in formă de x incepând din mijlocul chiulasei că tre
exterior pană la atingerea valorilor cuplului de străngere.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 53
Fig. 7.4 Garnitură de chiulasă
Garnitura de chiulasă se deformează sub efectul de strangere a chiulasei ,in timpul arderii
efectul gazelor tinde să indepărteze chiulasa, materialul din care este alcatuită garniture trebuie să
posede o elasticitate suficientă pent ru a urmări deplasarea chiulasei și să nu compromită etanșarea.
Temperaturile înalte cu care vine in contact garnitura de chiulasă nu trebuie să afecteze
rezistența și elasticitatea materialului din care aceasta este confecționată.
Garniturile de chiulas ă se confecționează din foaie de azbest sau din mai multe straturi
metalice acestea fiind acoperite cu cauciuc sintetic, pe partea de contact dintre chiulasa și blocul
motor, pentru a se asigura adeziunea de suprafată . În cazul în care blocul motor este di n fontă iar
chiulasa din aluminiu, datorită coeficientului de dilatare diferit, la creșterea temperaturii se produc
tensiuni mecanice în chiulasă. Pentru a permite dilatarea chiulasei, independent de blocul motor, se
practică o acoperire de teflon pe suprafețele de contact ale garniturii, reducându -se astfel solicitările
mecanice ale chiulasei.
In cazul de față se optează pentru garnitur ă de chiulasă metaloplastică construită din foi
metalice acoperita cu cauciuc sintetic pentru asi gurarea adeziun ii de suprafață dintre chiulasă si
blocul motor .Orificiile garniturii pentru circulația uleiului și a lichidului de răcire se execută cu
diameter mai mari cu 2..3mm față de cele din bloc sau chiulasă pentru a se elimina efectul de
diafragmă la curgerea ace stora.Orificiile pentru suruburi sau prezoane de chiulasa sunt cu 1…2 mm
mai mari decât diametrul acestora.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 54
7.4 Calculul pistonului
Fig. 7.5 Elemente component ale pistonului
1- camera de ardere
2- capul pistonului
3- bosajele pentru bol ț
4- fusta
5- inser țiile de o țel sau font ă
6- bolțul
7- siguranț ele boltului
8- segmenț ii
Fig.7.6 Elementele componente ale capului pistonului
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 55
D – diametrul cilindrului
Db – diametrul exterior al bolțului
Hn – distanța de la generatoarea alezajului pentru bolț pana la sfârșitul fustei pistonului
Sb – grosimea capului pistonului
Hm – inălțimea camerei de ardere din capul pistonului
7.4.1 Calculul pistonului la solicitări mecanice
Se alege piston din aliaj de Al pe baza de Si din grupa aliajelor eutectice:
ATC Si12CuMgNiKs1276 Mahle 124
Modul de elasticitate:
E=7500 [daN/mm2]
Duritatea Brinell:
90….120HB la 293 [K]
70…….90HB la 423 [K]
30…….40HB la 523 [K]
Rezistența de rupere la tracțiune:
20…..25 [daN/cm2] la 293 [K]
18…..23 [daN/cm2] la 423 [K]
10…..15 [daN/cm2] la 523 [K]
Rezistența de rupere la oboseala:
8….…12 [daN/cm2] la 293 [K]
5………7 [daN/cm2] la 523 [K]
Densitatea:
ρ = 2.68….2.7 [kg/dm3]
sursa: https://catalog.mahle -aftermarket.com/eu/index.xhtml
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 56
7.4.2 Calculuil capului pistonului
Fig. 7.7 Secțiu ne dimensiuni principale piston
Pistonul se schițează in raport cu soluțiile constructive alese:
Lungimea pistonului H :
H = 0.800….1500 ▪d = 77 mm
Lungimea mantalei L:
L = 0.500….1000 ▪D = 48 mm
Inălțimea de compresie l1:
l1 = 0.550….0850 ▪D = 50 mm
Inălțimea de protecție a segmentului de foc h:
h = 0.100….0180 ▪D = 7 mm
Grosimea flancului hC:
hC = 0.045….0.550 ▪D = 3.5 mm
Grosimea capului pistonului δ:
δ = 0.140….0.170 ▪D = 11 mm
Distanța intre bosajele alezajului bolșului b:
b = 0.250….0.500 ▪D = 32 mm
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 57
Capul pistonului se ferifică in ipoteza ca acesta este o placă circular ă incastrată pe contur, d e
grosime constant ă, incărcată cu o sarcină uniform distribuită dată de presiunea maxima a gazelor
din cilindru:
22
max *1 * 1875.0i
g rldp
Unde: di-diametrul interior al capului pistonului [m]
σrl – unitar (σa=200…300 105 [N/m2] pentru aluminiu)
pgmax – presiunea maximă a gazelor in cilndrul motorului [N/m2]
Se adopta:
di = 60 mm
σrl = 46047267 N/mm2 460,473 ∙105 N/m2
Diametrul fundului segmentului d:
d = D-2 ▪ ( jr ▪ t ) = 68 mm
Grosimea radială a segmentului 2-4 mm:
Se adoptă : t = 3mm
Jocul radial al segmentului jr 1.3 mm pentru D < 100 mm
7.4.3 Calculul profilului pistonului
Temperatura cilindrului: 150……350 ⁰C
Tc = 240⁰ C
Temperatura capului pistonului: 200…….300 ⁰C
Tp = 250⁰ C
Temperatura mediului ambiant:
To = 293⁰ K
Coeficientul termic de dilatare al materialului cămășii:
Camasă Fontă αc =10. 7∙10-6 1/K
Piston Aluminiu αp = 20∙10-6 1/K
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 58
Pentru asigurarea unei funcționări normale a pistonului este necesar ca jocul relative in stare
caldă dintre piston și cilindru să fie in limitele urmatoare:
φ'i = 0.001…0. 002 în zona inferioară a mantalei
φ's = 0.0025 mm
φ'i = 0.001…0. 002 în zona inferioară a mantalei
φ'i = 0.0015 mm
Jocurile diametrale in stare caldă in zona superioară și inferioară:
mm Ds s 19.0 *' '
mm Di i 12.0 *' '
Diametrul exterior al pistonului la rece la punctul mort superior și punctul mort inferior:
64.76) ( 1' )] ( 1[
00T TTT DD
p ps c c
ps
72.76) ( 1' )] ( 1[
00T TTT DD
p pi c c
pi
Jocurile diametrale in stare rece in zona punctului mort superior și punctului mort inferior:
mm DDsps 36.0
mm DDipi 28.0
7.4.4 Calculul zonei port -segmenți
Umărul canalului pentru segment in timpul funcționării motorului este supus la solicitări de
incovoiere și forfecare de catre forța de presiune a gazelor arse scăpate prin interstițiul dintre piston
și cămașa cilindrului care acționează asupra segmenților.
Valorile eforturilor unitare la incovoiere:
Mpa
hr Rp
WM
cp
gmax
zi
i 27 28,22
Unde: Rp – raza pistonului [mm]
r – raza fundului pistonului [mm]
Mi – momentul incovoietor care solicită umă rul canalului segmentului
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 59
Wz – modulul de rezistență la incovoiere
Valorile eforturilor unitare la forfecare:
Mpa p
r Rr R p
g
pp g
f 6 76,076,0
2 22 2
Unde: pg – presiunea maxima
pg = 8,2544 N/mm2
σech = efortul unitary echivalent
Mpa 42 2
i ech 30
σech = 14.4 Mpa < σecha = 45 Mpa
In secțiunea portsegment secțiunea din zona segmentului de ungere este redusă din cauza
orificiilor pentru evacuarea uleiului pentru ungere cilindrului și trebuie verificată la compresie.
2 5/ 10*3944mN
ADp
A2
p
gmax c
Unde: AA = aria secțiunii reduse
AA = 940 mm2
σc = 427 ▪105 [N/m2] < σac = 200…450 ▪105 [N/m2]
Cunoscâdu -se coeficientul de dilatare termică pentru materialul di care este confecționat
pistonul modulul de elasticitate și alți factori, se poate calcula grosimea peretelui pistonului in zona
canalului portsegment respective diametrele.
mm plDd d me2
p 22825.68 02135,02
1
mm plDd d me2
p 263275.65 0513,02
2
Unde: l = distanta de la fundul pistonului la generatoarea alezajului boltului [mm]
l' = distanta de la planul care delimiteaza zona port -segment si generatoarea alezajului [mm]
l = 22 mm
l' = 11 mm
pme = presiunea medie efectiv ă
pme = 0.7 N/mm2
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 60
7.4.5 Calculul mantalei pistonului
Presiunea specifică pe mantaua pistonului pentru a preveni expulzarea peliculei de ulei nu
trebuie să depașească o anumită valoare determinată convențional.
2 max/ 3103.0 mmNA LDNp
ev N psm
Unde: Nmax – forta normala care actioneaza intr -un plan perpendicular pe axa boltului [N]
Nmax = 2482 N
LN – lungimea mantalei [m]
LN = 48 mm
Aev – aria suprafetei proiectata pe un plan normal pe axa boltului [m2]
23. 11582 *2**2 mm LDANp
ev
Grosimea peretelui mantalei in planul axei bolțului respectiv in partea de jos a mantalei se determină
cu relațiile:
mm plDd d me2
p 238188.68 02135,02
13
mm plDd d me2
p 2393177.68 00772,02
14
7.4.6 Calculul jocurilor segmentului in canal
Grosimea segmentului b:
mmpKDb
agmax p9.31
100 2
Unde: K – constanta
pgmax – presiunea maxima din cilindru [daN/mm2]
σa – efortul unitar admisibil, σa = 5.5…6. 5 [daN/mm2]
σa = 6.5 [daN/mm2]
Distanța dintre segment și umărul de piston ja :
p a DTbtf j
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 61
ja1 = 0,059 mm
ja2 = 0,018 mm
ja3 = 0,028 mm
Unde: f-constanta f1 = 0.075 mm pentru segmental de foc
f2 = 0.28 mm pentru segmentul de compresie
f3 = 0.046 mm pentru segmentul de ungere
t-grosimea radială a segmentului t = 3 mm
b-grosimea axială a segmentului b = 3 mm
T-temperatura Tfoc = 245 ⁰C
Tcom = 155 ⁰C
Tung = 120 ⁰C
jr-jocul radial al segmentului jr =1.3 mm
7.5 Proiectarea segmenților
Segmenții au rolul de a realize etanșeitatea camerei de ardere, de a uniformiza pelicula de
ulei de pe oglinda cilindrului și de a transmite cilindrului o parte din caldura preluata de piston de la
gazele de ardere.Segmenti care impiedică scăparea gazelor din cilindru in carterul motorului se
numesc segmenți de compresie iar cei care distribuie uniform uleiul pe suprafața cilindrului și
elimina excesul de ulei se numesc segmenți de ungere.
Pentru construcția segmentilor se adoptă confecționarea din fonta aliată cu grafit nodular cu
duritatea de 300 -380HB și σr > 500 N/mm2.
Pentru o buna etanșăre camerei de ardere și o ungere adecvată a cilindrului se adoptă soluția
cu trei segmenți respective doi de compresie si unul de ungere.
Fig. 7.8 Jocul segmentului in canalul pistonului
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 62
Unde: t – grosimea radial a segmentului
dis – diametrul interior al segmentului
dic – diametrul canalului de segment
D – alezajul cilindrului
b – grosimea axială a segmentului
hc – înălțimea canalului de segment
R – raza fundului canalului
Ja – jocul dintre flancurile segmentului
Jp – jocul dintre piston și cilindru
Jr – jocul radial al segmentului
tc – dimensiunea radială a canalului
7.5.1 Calculul segmenților
Obiectivele urmărite prin calculul segmenților sunt urmatoarele:
să se stabilească forma in stare liberă li marimea fantei astfel incat prin străngere pe cilindru
segmentul să dezvolte o repartiție de presiune determinată
să se stabilească cele doua dimensiuni de bază ale segmentului t și b
să se verifice ca tensiunile ce apar in segment la deschiderea lui pentru montaj să nu
depășească liminta maximă admis ibilă
să verifice fanta segmentului la cald pentru a preveni unirea capetelor in timpul funcționării
2
30
/ 203.2
)1 (3425.0mmN
tD
tDtS
E pe
Unde: ρ – coeficientul ce depinde de forma epurei de presiune a segmentului ρ = 0.196
E – modulu de eslaticitate E = 1.2 ▪106 N/mm2
S0 – deschiderea segmentului in stare liberă la nivelul fibrei medii S0 = 14 mm
t – grosimiea segmentului t = 3 mm
231)301……201( Dt
mmDt 34783.323
σa – tensiunea admisibilă σa = 580 N/mm2
Km – coefficient Km = 1.742
b – inălțimea pentru segm enții de ungere și etanșare b = 3 mm
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 63
7.5.2 Calculul tensiunilor in segment la montaj
481.10431
1121'20
max
tDts
E
m
Unde: m – coeficient care depinde de metoda de montare pe piston m = 2 pentru montaj cu cleste
7.5.3 Calculul tensiunii maxime in segment
Verificarea segmentului la dilatare se rezumă la determinarea jocului la montaj Δ3 in vederea evitării
pericolului unui impact al capetelor cu dilatarea sau a unui rost prea mare c ear periclita etanșarea.
pentru primul segment de compresie
Δ1 = (0.11…0. 20) = 0.17 mm
Δ2 = (0.3…0. 7) = 0.6 mm
pentru al doilea segment de compresie
Δ1 = (0.009…0.15 ) = 0.1 mm
Δ2 = (0.3…0.7) = 0.6 mm
pentru segmental de ungere
Δ1 = (0.03…0.8) = 0.5 mm
Δ2 = (0.5…1.5) = 0.9 mm
Jocul la capetele segmentului
mm t t Dc c s s 0168.0) ( '3 3
Unde: αs – coeficientul de dilatare al segmentului αs = 12 ▪10-6 1/K
αc – coeficientul de dilatare al cinindrului αc = 12 ▪10-6 1/K
Δts – incalzirea segmentului Δts = (ts -tc) = (150…..200) K ; Δts =150 K
Δtc – incalzirea cilindrului Δtc = (tc –t0) = (80…..15 0) K ; Δtc =100 K
Δ3 – primul segment de compresie Δ3 = 0.004 ▪D=0.308 mm
Δ3 – al doilea segment de compresie Δ3 = 0.003 ▪D=0.231 mm
Δ3 – segmentul de ungere Δ3 = 0.001 ▪D=0.1155 mm
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 64
7.6 Bolț ul pistonului
Bolțul este organul prin intermediul căruia se transmite forța de presiune a gazelor din
camera de ardere de la piston la bielă , totodata el asigurand și mișcarea relativă dintre acestea.
Bolțul este supus la solicitări mecanice importante atat datorită forțelor de presiune a
gazelor cât și forței de inerție a masei pistonului.
Pentru motoarele de automobile , ansamblarea bolțului cu pistonul se realizează cu bolț
flotant sau cu bolț fix in piciorul bielei.
Se adopta ca soluție constructivă bolț fix in bielă ș i liber in piston.
La proiectarea bolțului trebuie să se aibă in vedere obținerea unei mase cât mai reduse și o
rigiditate suficientă pentru functionarea mecanismului .
Bolțul se confecționează prin strunjire din bare tubulare laminate, fiind apo i supuse
tratamentului termic. În urma tratamentului trebuie să aibă un miez tenace, pentru a rezista
solicitar ilor cu soc și o duritate mare a suprafeț ei exter ioare, pentru a rezista la uzură. Oț elurile care
satisfac cel mai bine aceste cerințe sunt oțelurile carb on de cementare și oț elurile aliate de
cementare cu elemente de aliere Cr, Mo, Ni, Ti.
Se confecționează bolțui din oțel aliat 41MoCrNi13
7.6.1 Calculul bolțului
Dimensionarea bolțului se adopta din date statistice și se efectuează calculi de verificar e a
rezistenței la uzură , a solicitarilor mecanice și a deformațiilor precum și precizarea prin calcul a
jocurilor de montaj.
Diametrul exterior – de = (0.34…0.38) ▪D = 0.35 ▪D = 26 mm
Diametrul interior – di = (0.60…0.75) ▪de= 0.70 ▪de = 18 mm
Lungimea bolțului – l = l = (0.88…0.93) ▪D = 0.89 ▪D = 70 mm
Lungimea de contact cu piciorul bielei – lb = (0.32…0.42) ▪D = 0.28 ▪D = 31 mm
Verificarea la uzură a bolțului se poate aprecia după mărimea valorilor presiunilor specific în
piciorul bielei ( pb) și în umerii pistonului (pp)
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 65
Fig.7.9 Schema de calcul a bolțului
Forța care solicită boltul se consideră:
N rm pDF FFp g2
j gp4. 37255 142
max max
mp = 0.25 kg
mb = 0.25 kg
R = 0.0450 m
ω = 377 rad/sec
λ =1/3.6 = 0.277
N pDFg g 651. 384374max2
max
N Rm Fp jp 294. 1182 ) 1(2
Mpa
ldFp
pp 422
lp – Lungimea de contact in umerii pistonului lp = 17 mm
Presiunea in piciorul bielei:
Mpa
ldFp
bb 67.47
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 66
7.6.2 Verificarea la incovoiere
Tensiunea maximă este determinată de momentul incovoietor la mijlocul bolțului
7038483.5131 2,14 5,0
4 2
eb
idj) l lF ; < σi = 520 N/mm2
68.0
dd
ei
Tensiunea minimă este determinată de momentul incovoietor la mijlocul bolțului
N pDFg g 3106. 14124min2
min
pgmin = 32 3.291 N/m2 0,32 32 N/mm2
Fjpmin = 9790.7295 N
Fmin = 12091.134 N
2
4 2 min / 2117411.1481 2,14 5,0mmNdj) l lF
eb
i
Efortul unitar mediu (σm) și amplitudinea eforturilor unitare (σa) se determină cu relațiile:
2/ 958.3302mmNimin imax
m
2/ 746.1822mmNimin imax
a
Pentru parametrii care intră in relațiile de calcul ale coeficientului de siguranță se pot folosi
urmatoarele relații:
Rezistența la oboseală pentru ciclul simetric de incovoiere σ-1 = 360 N/mm2
Rezistența la oboseală pentru ciclul pulsator de incovoiere
2
0 / 540 6,14,1 mmN1-
Coeficientul tensiunilor
33333.02
00
1-
Coeficientul efectiv de concentrare la solicitări variabile βk = 1
Factorul dimensional ε = 0.85
Coeficientul de calitate al suprafeței bolțului cementat cu suprafața lustruită γ = 2
65276.12
m ak1c
Valoarea admisibilă a coeficientului de siguranță la incovoiere pentru bolțul fix in piciorul bielei fiind
cuprinsă intre 2….4.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 67
7.6.3 Verificarea la forfecare a bolțului
Verificarea la forfecare se realizează in secțiunile dintre părțile front ale ale bosajelor ș i piciorul bielei.
Tensiunea unitară la forfecare se determină cu relația
2
4/ 905.12511 85,0mmN
dF
2
e2
Valoarea admisibilă a efortului unitary fiind de (150…220) N/mm2 pentru oțel aliat
ζa = 180 N/mm2
7.6.4 Calculul la ovalizare
Fig. 7.10 Repartiția sarcinilor pe bolț si valoarea marimilor K, β 1, β2, β3, β4.
Valorile eforturilor unitare de ovalizare in secțiunile caracteristice se obțin din valorile φ = 0⁰și φ = 90⁰
2
1 0 / 0216971.357 mmNdlF)(
ei => η1 = 17.8
2
2 90 2N/mm 220,513401
eidlF)( => η2 = 12.1
508296.136 **3 00
eedlF N /mm2 => η3 = 10
2
4 90 / 6148051.243 mmNdlF)(
ee => η4 = 13.7
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 68
Deformația maximă de ovalizare
mm KElF037506725.01109,03
max
Unde: E = 215000
K = 1.2
Este necesar ca deformația de ovalizare să fie mai mică decat jocul radial la cald Δ = 0.0057 mm
7.6.5 Calculul jocului de montaj al bolțului
Jocul de montaj dintre bolț și piston se determină cu relația
11mm -0,0057379100 0
tttt tt d
p Alp Al b 0l e
Unde: α01 = coeficientul de dilatare al materialului bolțului α01 = 12▪10-6 1/K
αa1 = coeficientul de dilatare al materialului pistonului αa1 = 21▪10-6 1/K
tb = temperatura boltului , K tb = 388 K
tp = temperatura pistonului , K t p = 410 K
t0 = temperatura mediului ambiant, K t o = 293 K
7.7 Calculul bielei
Biela este elementul component al mecanismului motor care prin intermediul bolțului preia
forța de presiune a gazelor de la piston și o transmite mai departe la arborele cotit al motorul ui.
Acest element al sistemului motor este compus din trei parți și anume: piciorul bielei, corpul
bielei și capul bielei.
Datorită acțiunii forței de presiune a gazelor biela este supusa la comprimare si flambaj. La
comprimare pot aparea deformații remanente ce scurtează biela . Flambajul corpulu i bielei determină
o perturbare a paralelismului axelor elezajelor bielei și o intensificare a uzurii lagărelor.
Condițiile de solicitare la care este supusă biela in timpul funcționării motorului impun
gasirea acelor soluții constructive ale bielei care sa asigure o rezistență și o rigiditate maximă in
condițiile unei mase cât mai reduse.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 69
7.7.1 Calculul piciorului bielei
La proiectarea piciorului bielei trebuie să se țină seama de dimensiunile bolțului și de tipul
imbinării piston -bolt-bielă.
Fig.7. 11 Dimensiunile piciorului bielei
Se alege ca soluție constructivă bolț fix in bielă și liber in piston.
de – diametrul exterior al piciorului bielei de = (1.30….1.70 ▪d ) => de = 37.27 mm
di – diametrul interior al piciorului bielei di = d+2▪hb => di = 30.02 mm
hp – grosimea radial a piciorului bielei hp = (0.16….020 ) ▪ d => hp = 4.4506 mm
hb – grosimea radial a bucșei bielei hb = (0.080….0.085 ) ▪ d => hb = 2.0506 mm
a – lungimea de contact a bolțului cu piciorul bielei a = 31 mm
Se adopta: de = 37 mm ;
di = 30 mm ;
hp = 4.5 mm ;
hb = 2.0 mm ;
a = 31 mm
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 70
7.7.2 Solicitarea de intindere a bielei
Forța de intindere are valoarea maximă atunci când forța datorată presiunii gazelor este
minimă , deci când pistonul se află la PMS la inceputul cursei de admisie.
Fig.7.1 2 Schema de calcul a piciorului bielei
In aceste condiții forța de intindere se determină cu relația
N rm F Fp j îp3. 1182 12
Unde: mp – masa pistonului mp = 250 g
r – raza arborelui cotit r = 0.04503 m
ω – viteza ungiulară a arborelui cotit ω = 377 rad/s
λ – raportul dintre raza manivelei si lungimea bielei λ = 0.27778
Tensiunile unitare produse de forța de intindere se determină in urmatoarele ipoteze:
piciorul bielei reprezintă o grindă curbă incastrată in zona de racordare a piciorului cu corpul
bielei.
forța de intindere este distribuită uniform pe jumătatea superioară a piciorului bielei.In cazul
in care unghiul de incastrare φi >90⁰, momentul incovoietor și forța normal in secțiunea de
incastrare au urmatoarele expresii:
mN rF rN M Mî î m î î m î *4. 4037 cos sin 5,0 cos10 0
N F N Nî î î î î 51.399 cos sin 5,0 cos0
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 71
Unde: M0 – momentul incovoietor in sectiunea B -B determinat de forta de intindere
mN rF Mî m î * 87.574 0297,0 00033,00
N0 – forta normala în sectiunea B -B determinata de forta de intindere
N F Nî î 13.674 0008,0 572,00
φi – se introduce în radiani si se adoptă: φi = 130 ⁰
rm – raza medie
mmd dri e
m 795.164
În secțiunea de incastrare momentul incovoietor și forța solicitată atât pe piciorul bielei cat și pe
bucșa presată se calculează cu un coefficient de proporționalitate și are expresia:
759036.0
11
EE
AAK
aBZ
pb
Unde: Ab – aria secțiunii bucsei: Ab = 2▪hb▪α => Ab = 121.3 mm2
Ap – aria secțiunii piciorului : Ap = 2▪hp▪α => Ap = 267.2 mm2
EBZ – modul de elasticitate al materialului bucsei: EBZ = 1.5 ▪103N/ mm2
Tensiunile in secțiunea de incastare A -A pentru fibra interioară (σîi ), respective fibra
exterioară (σîe) produse de forța de intindere se calculează cu relațiile:
2/ 657.401
262 mmNhaNkhr hhrM
pî
p m pp m
î îi
2/ 968.371
262 mmNhaNkhr hhrM
pî
p m pp m
î îe
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 72
Forța de compresiune are valoarea maxima atunci când presiunea din cilindru are valoarea maxim ă
N rm pDFp g c 37255 1422
max
Fig.7.13 Schema de calcul la compresiune al piciorului bielei
Calculul tensiunilor produse in piciorul bielei de solicitarea de compresiune se efectuează in
urmatoarele ipoteze:
piciorul bielei se consider o grindă curbă incastrată in zona de racordare cu corpul bielei
forța de compresiune este distribuită sinusoidal pe jumătatea inferioară a piciorului.
Momentul incovoietor și forța normală in secțiunea de incastrare A -A sunt determinate de forța de
compresiune și se calculează cu relațiile:
mmN rF rN M Mc cc
m c c m c *2. 2033 cos1sin2sincos10 0
N F N Nc cc
c c c 62.154 cos1sin2sincos0
Unde: φc – se măsoară în radiani φc = 1.92 rad
M0′ – momentul incovoietor in secțiunea B -B
M0′ = Fc ▪ rm ▪ 103 = 0.25 N/ mm2
EBZ – modul de elasticitate al materialului bucsei: EBZ = 1.5 ▪103N/ mm2
N0′ – momentul normală in secțiunea B -B
N0′ = Fc ▪ 103 = 0.9 N/ mm2
Valorile tensiunilor in secțiunea de incastrare determinate de forța de compresiune se
calculează cu următoarele expresii:
pentru fibra interioara σci
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 73
2/ 423.221
262 mmnhaNkhr hhrM
pc
p m pp m
c ci
pentru fibra exteriara σce
2/ 172.171
262 mmNhaNkhr hhrM
pc
p m pp m
c ce
7.7.3 Solicitarea datorată presării bucșei in ochiul bielei
In timpul funcționarii motorului la strângerea de montaj (Δm) se mai adaugă o solicitare
suplimentară de compresiune (Δt ) datorată dilatării bucșei de bronz in timpul funcționării motorului .
Δm – strangere de montaj se adoptă Δm = 0.007 mm
Δt – dilatarea termică a bucșei
mm tt dm OL BZ i t 0241.0
di – diametrul interior al piciorului bielei
αBz – coeficientul de dilatare al bucsei bielei αBz = 18 ▪10-6 1/K
t ; t m – temperatura piciorului bielei 380 K respective temperatura mediului ambinat 273 K
Presiunea datorată strângerii poate fi obținută cu relația:
2/ 33.18 mmN
Eddd d
Eddd d
dp
BZ2 2
i2 2
i
OL2
i2
e2
i2
e
it m
f
Unde: ν – coeficientul lui Poisson ν = 0.3
Valorile tensiunilor produse de presiunea sunt:
in fibra interioara σi
2/ 21141.91 mmN
ddddp2
i2
e2
i2
e
f i
in fibra exterioara σe
2
2 22
/ 88107.722mmNd-ddp
i ei
f e
Coeficientul de siguranța al piciorului bielei se calculează in ipoteza unei solicitări de oboseală
dupa un ciclu simetric de intindere -compresiune pentru fibra exterioară in secțiunea de incastrare.
Valoarea tensiuni maxime σmax și tensiunii minime σmin a ciclului
2
max / 8493.110 mmNî ee
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 74
2
min / 05283.90 mmNc ee
Amplitudinea admisibilă σa și tensiunea medie σm a ciclului
2 min max/ 39825.102mmNa
2 min max/ 4511.1002mmNm
Coeficientul de siguranță
117.11
m ak1-tC
Unde: σ1t – rezistența la oboseală pentru ciclul simetric de intindere compresiune
σ1t = (340…400) N / mm2 ; σ1t = (370)
βk – coeficientul de concentrare βk = 1
ε – factorul dimensional ε = (0.8…0.9) ; ε = 0.83
ψ – coeficientul ce demined de caracteristicile materialului ψ = (0.12…0. 20) ; ψ = 0.16
γ – coeficientul de calitate al suprafeței γ = (0.70…0.80) ; γ = (0.75)
Deformația produsă piciorului bielei sub acțiunea forței de inerție se determină cu relația:
mmI ErF
OLc m jp
p 0016.01090 8
62 3
Unde: I – momentul de inerție al suprefeței piciorului bielei
32
975.5112mmhaIp
7.7.4 Calculul corpului bielei
Dimensiunile caracteristice cele mai raspândite pentru profilul H al corpului bielei sunt
determinate pe baza prelucrarilor statice ale construcțiilor.
Dimensiunile cormului bielei
Hp = (0,048…1,0) ∙de = 0.8 ∙de ; Hp = 24 mm
Hc = (1,10…1,35) ∙Hp = 1.25 ∙Hp ; Hc = 30 mm
hi = 0,666 ∙ Hp ; hi = 17 mm
H = l(de+dm)2 ; H =86.76
B = 0,75 ∙ Hp ; B = 19 mm
a = 0,167 ∙ Hp ; a = 4 mm
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 75
l – lungimea bilelei se adopta l = 120 mm
l1 – lungimea incastarta a bielei
)2 2(1m ld dll se adopta l1 = 89 mm
Fig.7.14 Dimensiunile bielei
Corpul bielei se calculează la oboseală fiind supus la:
Intindere de forța de inerție maximă a maselor aflate in mișcare de translație
La compresiune de rezultanta dintre forța maximă a gazelor și forța de inerție
Calculul se realizează in secțiunea minimă, atunci forța care solicit corpul bielei este:
N r m m Fb p î 868. 1477 1 ) (2
1
Tensiunele la intindere sunt:
2/ 0906.6 mmNAFî
î
Aria secțiunii de calcul a corpului bielei
26467.242 ) ( mm hahHBA
Forța de compresiune din corpul bielei
N r m m pDFp b g c 36960 142
12
max
Tensiunea de compresiune din corpul bielei
2/ 32.152 mmNAFc
c
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 76
Tensiunlile de flambaj in planul de oscilație
22 2
2/6.170
0mmN FIlC FIl
Ec
xc
xe
f
Unde: Ix – moment de inerție in planul de oscilație
l – lungimea barei cu capete articulate
00050,0 00015,02ECe
; C = 0.0003
Tensiunile din planul de incastrare
22
1
2/ 5976.170 mmN FIl
Ec
ye
ft
Unde: σe – limita de elasticitate
Iy – moment de inertie in planul de incastrare
l1 – lungimea barei cu capete incastrate
Insumarea tensiunilor de compresiune și de flambaj poate fi realizată cu următoarele relații
In planul de oscilație
22
/ 92.322 1 mmN
IAlCAF
xc
f c t 0 0
In planul de incastrare
22
1/ 92.322 1 mmN
IAlCAF
yc
f c t î î
Corpul bielei este supus la solicitări variabile, de intindere și compresiune dupa un ciclu
simetric. Coeficientul de siguranțã se determina cu relatia:
8794.1
m ak1tC
Unde: σmax – tensiunea maxima: σmax = σt0 = 322.92 N / mm2
σmin – tensiunea minima: σmin = σc = 152.32 N/mm2
σa – amplitudinea ciclului:
2 min max/ 299.852mmNa
σm – tensiunea medie:
2 min max/ 62.2372mmN m
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 77
7.7.5 Calculul capului bielei
Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile fusului maneton.
Capul bielei se racordează cu raze mari la corpul bielei ceea ce face neânsemnată solicitarea de
compresiune a acestuia.
Solicitarea de intindere se trasnmite numai capacului și este determinată de forța de inerț ie a
pieselor aflate in mișcare de translație și de forța centrifugă a masei bielei care efectuează mișcarea
de rotație mai puțin masa capacului bielei.
N m m m m r Fcb b b p î 65.737 12 12
Calculul tensiunilor se realizează admițând următoarele ipoteze:
Capul bielei este o bara continua
Secțiunea cea mai solicitată este secțiunea de incastrare A -A
Capacul bielei are secțiunea constant cu un diametru mediu egal cu distant dintre suruburi
Forța de intindere este distribuita pe jumătatea inferioara a capacului
Cuzinetul se deformează impreună cu capacul si preia o parte din tensiuni
Tensiunea in fibra inferioară in secțiunea de calcul este dată de relația:
2/ 1204,0
1023,0mmN
A AWIId
cuz cp
cp
cpcuzc
î
Unde : Icp – momentul de inerție ale capacului
Icuz – momentul de inertie ale cuzinetului
Acp – aria sectiunii capacului
Wcp – modulul de rezistență la incovoiere al secțiunii capacului
σa – rezistența admisibilă este de 100…150 N / mm2
7.7.6 Calculul șuruburilor de bielă
Prinderea capacului de bielă se face prin două șuruburi din partea capacului spre capul bielei.
Utilizarea unor șuruburi fară piulițe face posibilă micșorarea dimensiunilor capului de bielă.Capul și
corpul șuruburilor de bielă pot avea diverse forme constructive in funcție de soluția adoptată pentru
capul bielei.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 78
Materia lele care raspund cerințelor impuse bielei sunt oțelurile de imbunătățire cu conținut
mediu de carbon (0.35….0.45%) marcile OLC 45 X , OLC 50 și oțeluri aliate măarcile 40C10 , 41
MOC11 etc.
Șuruburile de bielă sunt solicitate de forța de stranger inișial ă Fsp și de forța de inerție a
maselor in mișcare de translație și a maselor in mișcare de rotație care se află deasupra planului de
separație dintre corp și capac.
Forța de inerție care solicită un șurub
NzFFî
î 3. 1474
1
Unde: z – numărul de suruburi de pe o bielă:
z = 2
Fsp – forța de strângere inițială a șurubului :
N F F Fî î sp 0611.922 5.2 32
1 1
In timpul funcționării asupra șurubului de bielă acționează forța:
N F F Fî sp s 826.995
1
Unde: χ – este constanta care tine seama de elasticitatea sistemului;
χ = 0.15…0.25 χ = 0.2
Ținând seama de forțele care solicită șuruburile de bielă, acestea se dimensionează ținând
seama de solicitarea la intindere și se verifică la oboseală:
Fig. 7.15 Schema de calcul a capului bielei
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 79
Diametrul fundului filetului
mm F
ccc d
cs
21
c s 178348.74
Unde: cc – coeficient de siguranta, cc = 1.25…3. 00 ; cc = 2.5
c1 – factor care ține seama de solicitările suplimentare de torsiune care apar la strângerea
piuliței c1 = 1.3
c2 – factor care tine seama de curgerea materialului în zona filetata c2 = 1.2
σc – limita de curgere a materialului șurubului: σc = 1000 N / mm2
d′s – diametrul parții nefiletate
mmF4c d
cs
c s 757988.7
Verificarea la oboseală
Tensiunile maxime σmax
2
max / 606203.24 mmN
AF =
ss
2
max / 06664.21 mmN
’AF = ’
ss
Tensiunile maxime σmin
2
min / 78352.22 mmN
AF =
ssp
2
min / 50615.19 mmN
’AF = ’
ssp
Unde: As – aria secțiunii surubului in partea filetată
22
471.404mm d =As
s
As' – aria secțiunii surubului in partea nefiletată
22'
'27.474mm d =As
s
2 min max/ 911341.02mmN = a
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 80
2 min max/ 69486.232mmN = m
52.3
m ak1C
Unde: σ-1 = 300…700 N / mm2
σ-1 = 350 N/mm2
βk = 3.0…4.5 pentru oț el carbon
βk = 4
ε = 0.8…1. 0
ε = 0.9
γ = 1.0…1. 5; γ = 1.2
ψ = 2.8
Valorile coeficientului de siguranță calculat ψ trebuie să se incadreze in intervalul 2.5…4.0
7.8 Arborele cotit al motorului
Fig. 7.16 Arborele cotit al motorului
Din punct de vedere mecanic arborele cotit este cea mai solicitată piesă a motorului deoarece
in procesul său de lucru el preia solicitările variabile datorate forței de presiune a gazelor și forței de
inerție a maselor in mișcare de translație și de rotație, solicitări care au un caracter de șoc.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 81
Aceste forțe provoacă apariția unor tensi uni importante de intindere, comprimare, incovoiere
și torsiune. In afară de acestea, in arborele cotit mai apar tensiuni suplimentare cauzate de oscilațiile
de torsiune și de incovoiere.
Pentru a satisface cerințele impuse arborilor cotiți, rezistența la oboseală, rigiditate, o calitate
superioară a suprafețelor fusurilor, aceștia se execută din fontă sau oțel.
7.8.1 Calculul arborelui cotit
Având in vedere condițiile grele de funcționare, prin calcul, arborele cotit se verifică la
presiunea specifică de incălzire, la oboseală și la vibrațiile de torsiune.
Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptându -se prin
prelucrarea statistic ă a dimensiunilor arborilor cotiți existenți.
Concomitent cu d imensionarea arborelui cotit se adoptă si configurația contragreutăților,
masa și pozoția centrului de greutate se determina la calculul dinamic al motorului.
Fig. 7.17 Dimensiunile relative ale arborelui cotit
l – lungimea cotului l = (1.05…1.30) ▪D ; l = 90 mm
dp – diametrul fusului palier dp = (0.70…0.80) ▪D ; dp = 52 mm
lp – lungimea fusului palier lp
-paliere intermediare : lpi = (0.4… 0. 6) ▪ dp
lpi = 29 mm
-paliere externe sau medii lpe = (06…0. 8) ▪ dp
lpe = 40 mm
dm – diametrul fusului maneton dm = (0.56…0. 72) ▪ D
dm = 34 mm
lm – lungimea fusului maneton: lm = (0.45…0. 65) ▪ dm
lm = 18 mm
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 82
dmi – diametrul interior dmi = (0.6…0. 75) ∙ dm
dmi = 24 mm
h – grosimea bratului: h = (0.20…0. 35) ▪ dm
h = 12 mm
b – latimea bratului b = (1.50…2. 00) ▪ dm
b = 56 mm
Rrac – raza de racordare Rrac = (0,07…0,1) ▪ dm
Rrac = 0.8 mm
7.8.2 Verificarea fusurilor arborelui cotit la presiune și incălzire
Pentru a se preveni expulzarea peliculei de ulei dintre fusurile arborelui și cuzineți trebuie să
se limiteze presiunea maximă pe fusuri.
Presiunea specifică convențională maximă pe fusurile manetoane și paliere se calculează cu
relațiile:
MPa
ldRp
m mm
m3656.58max
max
MPa
ldRp
p pp
p3736.17max
max
Unde: Rmmax – forța maximă care incarcă fusul maneton: Rmmax = 42740 N
Rpmax – fotra maxima care incarca fusul palier : Rpmax = 26851 N
Presiunea specifică medie convențională pe fusurile manetoane și paliere se determină cu relatiile:
MPa
ldRp
m mm
m9352.21
MPa
ldR = p
ppp
p6659.3
Unde: Rm – mediile aritmetice ale valorilor fortelor care incarca fusurile manetoane: Rm = 16983 N
Rp – mediile aritmetice ale valorilor fortelor care incarca fusurile paliere: Rp = 4983 N
Verificarea fusului la incălzire se efectuează inițial pe baza unui calcul simplificat și aceasta se
refera la determinarea valorii coeficientului de uzură:
0654.41603
3
ndp p Km
m m m
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 83
7879.16603
3
ndp p Kp
p p p
Unde: ξ – coeficientul de corectare a vitezei relative: ξ = 1.044
ω – viteza relativa dintre fus si cuzinet [ m/s]
n = 2460
7.8.3 Verificarea la oboseală
Calculul arborelui cotit la oboseală ca o grindă static nedeterminată implică dificultăți. De
aceea calculul impune adoptarea unei scheme simplificate de incărcare și deformare care consider
arborele cotit ca o grindă discontinua alcătuită dintr -un numar de parți egal cu numărul coturilor.
Calc ulul se efectuează in următoarele ipoteze simplificatoare.
fiecare cot reprezintă o grindă simplu rezemată ăe două reazeme
reazemele sunt rigide și coaxial
momentele de incovoiere in reazeme se neglijează
fiecare cot lucrează in condițiile omplitudinii max ime ale momentelor de incovoiere și de
torsiune ale forțelor variabile ca semn
Fig. 7.18 Schema fortelor care acționează asupra unui cot al arborelui cotit
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 84
7.8.4 Verificare la oboseala a fusului palier
Fusul palier este solicitat la torsiune și incovoiere dupa un ciclu asimetric. Deoarece lungimea
fusurilor este redusă, momentele incovoietoare au valori mici și în aceste conditii se renuntã la
verificarea la incovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioara a arbor elui cotit sunt solicitate la
momente de rasucire mai mici decat acelea care actionează in fusurile dinspre partea posterioara a
arborelui și mai ales în fusul final, deoarece in aceasta se insumeaza momentele medii produse de
fiecare cilindru. Calculul tr ebuie dezvoltat pentru fiecare fus în parte, ceea ce implica insumarea
momentelor de torsiune tinandu -se cont de ordinea de aprindere.
Momentele maxime și minime ce incarca fusul palier
MTmax = 6822 00 N ▪ m
MTmin = -3624 00 N ▪ m
Eforturile unita re:
2
max / 052.185maxmmN
WM
pT
m
2
min / 06.105minmmN
WM
pT
m
3 341. 3350 1 mmddd16W
mmi
m pm
Unde: μ – coeficientul de corectie functie de excentricitatea relativa a gaurii: μ = 0.8
13816.02
mi md d
Coeficientul de corectie pentru calculul modulului de rezistenta polar al fusului maneton cu
orificiu excentric pentru orificiul de ungere
Amplitudinea tensiunilor si valoarea tensiunii medii se calculeaza cu relatiile:
2/ 057.1452min maxmmNm m
ma
2/ 9951.392min maxmmNm m
mm
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 85
Fig. 7.19 Schema pentru poziționarea canalului de ungere
Coeficientul de siguranta pentru solicitarea de torsiune este dat de ecuatia:
97808.01
m akC
Unde: βkτ = 1.8
ετ = 0.70
ψτ = 0.08
γτ = 1.2
τ-1= 260 N/mm2
Verificarea la incovoiere
forțe radiale
Z = 21936 N
Z1 = 462485 N
Z2 = -6367 N
N Z ZlbZ Z Z A
mx 2. 72642) 5.0(] ) ( [2 1 1
forțe tangențiale
T1 = 6839 N
T2 = 7331 N
NlbTT T A
my 38. 5725 ) (1 2 1
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 86
forțe axiale
N rm Fb br 274.9252
N r m Fcb cb 219.7402
momentele de incovoiere
mmh lma 1622
mmN Al Mx x * 3356071 5.0
mmN al Fcg Fbr Ayl My * 270149) 5.0() ( 5.0
mmN M M My x i * 33669262 2
max
Cănd fusul maneton este prevăzut cu un orificiu de ungere, solicitarea maxima apare in
planul axului orificiului provocand o concentrare maximă a tensiunilor
momentul de incovoiere in plan
mmN M M Mx y u * 2564125 sin cos ;
θ = 450
eforturile unitare
MPa
WM
mi4004.40max
max
MPa
WM
mu7674.30min
3 43
83336 ])(1[12mmdd dW
mmi m
m
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 87
7.8.4 Calculul brațului arborelui cotit
Fig. 7.20 Incarcarea brațului arborel ui cotit
Brațul arborelui cotit este solicitat la sarcini variabile de intindere, compresiune, incovoiere și
torsiune. Coeficienții de siguranță pentru aceste solicitări se determină in mijlocul laturii mari a
sectiunii tangente fusului palier unde apar cele mai mari eforturi unitare.
In planul cotului ia nastere o solicitare compusa de incovoiere.
Tensiunea totală are expresia
Bzmax = 43885 N
Bzmin = -12025 N
MPahb hbaBZ 269.5131 6
2 maxmax
MPahb hbaBZ 65.1781 6
2 minmin
MPahb hbaBZ 307.1671 6
2 maxmax
MPaa 961.3452min max
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 88
Coeficientul de siguranță pentru solicitarea de încovoiere
0,505351
m akC
In calculele de proiectare la determinarea coeficientului de siguranță se au in vedere
urmatoarele valori:
115.1…1
15.02.0…1.0
5.2
k
MPa5001
Bratul arborelui cotit este supus la solicitarea de torsiune
Tmax = 6691 N
Tmin = -6024 N
MPahbkTa2751.225,0
2max
max
MPahbkTa545.195,0
2min
min
MPam 36495.12min max
MPaa 9102.202min max
Coeficientul de siguranță la solicitarea de torsiune
67353.61
m akC
115.1…1
1.0
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 89
2
k
MPa2801
Coeficientul de siguranță global
55982.0
2 2
C CCCCbr
8. CALCULUL SISITEMULUI DE DISTRIBUȚIE
Fig. 8. 1 Componente distribuție pe curea
Mecanismul de distribuție este un subsistem al motorului cu ardere interna care asigură
realizarea schimbului de gaze dintre cilindru și mediul exterior, respectiv deschiderea și inchiderea
supapelor la momente și pe perioade bine determinare pentru umpler ea cilindrului cu incarcatura
proaspată și evacuarea produselor de ardere. Aceasta funcție este realizată prin sincronizarea
perfectă a arborelui cotit cu arborele cu came . Legatura dintre acești arbori se realizeaza prin curea
de distributie sau lanț ia r in cazul vehiculelor grele aceasta realizeaza prin pinione dințate sau mixtă.
Sistemul de distribuție trebuie să indeplinească urmatoarele funcții :
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 90
Să asigure un grad de umplere ηv și de evacuare ηev ridicat
Să asigure o distribuție uniformă a fluidului proaspăt in cilindri
Să asigure o funcționare silențioasă la schimbul de gaze și de funcționare
Să fie simplă in funcționare și intreținere
Să asigure o siguranță înaltă și o fiabilitate ridicată in funcționare
8.1 Parametri principali ai distribuției
Parțile component ale mecanimului de distribuție se pot organiza in doua grupe :
Grupa supapei -alcatuita din supapă, ghidul supapei, scaunul supapei,arcurile si piesele de
fixaere
Organele de acționare a supapelor -arborele de distribuție , tachetul culbutorul
8.2 Supapele
Fig.8. 2 Elementele dimensionale ale supapei
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 91
8.2.1 Elementele dimensionale ale supapei
Unghiul γ = 450
dc – diametrul canalului de admisie sau evacuare în poarta supape
mm D dca 29 )50,0 42,0(
mm D dce 25 )45,0 40,0(
di – diametrul canalului
mm d dca ia 25 865.0
mm d dce ie 22 865.0
b – lațimea suprafeței de etanșare
mm d bca3 )12,0 05,0(
mm d bce3 )12,0 05,0(
rc – raza de racordare a capului supapei cu tija
mm d rca ca 7 )25,0 16,0(
mm d rce ce 5 )25,0 16,0(
d – diametrul tijei
mm d dca a 9 )40,0..30,0(
mm d dce e 8 )40,0..30,0(
l – lungimea tijei
mm d lca a 96 )5,35,2(
mm d lce e 88 )5,35,2(
a – grosimea talerului
mm d aca a 3 )12,0 08,0(
mm d ace e 3 )12,0 08,0(
gros imea radială a scaunului supapei
mm d aca a 3 )12,0 08,0(
mm d ace e 3 )12,0 08,0(
inalțimea radială a scaunului supapei
mm d Sca a 6 )25,0 18,0(
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 92
inaltimea de ridicare
mm d hca a s 7 )30.0…18.0(max
mm d hce e s 6 )30.0…18.0(max
8.3 Bucșile de ghidare ale supapelor
Ghidurile de supapă au grosimea peretelui intre (2.5…..4) mm
Se adoptaă grosimea de 3 mm
Lungimea ghidurilor de supapă (1.75……2.50) ▪ dc
Se adoptă pentru ambele supape h = 45 mm
8.4 Calculul arcurile de supapă
Arcurile se confecționează din otel pentru arcuri arc4, arc5 cu diametrul de 3…5 mm și se
montează uneori cate două pentru a reduce din inâlțimea chiuloasei.
Arcul de supapă trebuie să mențină închisă sup apa și să asigure legatura cinematică între ea
și cama cănd forșele de inerție tind să desprindă tachetul sau sau supapa de camă. Pentru a face
față acestor cerințe trebuie ca forța arcului Fr să fie mai mare decat forța de inerție Fj a
mecanismului data d e accelerațiile negative.
Forța minimă a arcurilor se determină din condiția nedeschiderii supapei la depresiunea din
cilindru
N j m Fd j 23.815
N FK Fj r 9. 1385
Unde: – coeficient de rezervă K =(1.6..2.0) ; K =1.8
j – accelerația supapei ; j = 7.6362 m/s2
Fgev – Forta a gazelor care tinde sa deschida supapa de evacuare:
NdFce
gev179.44409.02
Fga – Forta care tinde să deschida supapa de admisie:
NdFca
ga 58.78412.02
Calculul de dimensionare al arcului
Dr – diametrul mediu al arcului
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 93
mm d d Dca ca r 23 81,0 )9,08,0(
Fr – forța care solicită spirele la torsiune cu momentul:
mmNDF Mr
r * 162072
τ – Efortul unitar de torsiune este:
2
3/9. 40958mmNdDFr r
Unde: χ – coeficient ce depinde de raportul diametrelor Dr/d ; χ = 1.24
d – diametrul sarmei
mmDdr9236.28 ; d =3 mm
fo – Sageata la montaj ; fo = 5 mm
fmax – Sageata maxima ;
mm hf fsa 12max 0 max
ir – Numarul de spire active
5574.8
maxmax
rrDfdGi ; ir = 9 spire
Unde: G = 0.83 ▪104 = 8300 N/mm2
τmax = rezistenta admisibila maxima ; τmax = 500 N/mm2
Pasul spirelor se alege astfel ca la deschiderea completă a supapei între spirele arcului să rămână un
joc Δmin
mm5.0)9,05,0(min
Pasul spirelor pentru arcul in starea libera:
mmifdt
r5minmax
Lungimea arcului la deschiderea completă a supapei:
mm idi lr 5.31min min
Lungimea arcului la închiderea supapei:
mm h ll 39max min 0
Lungimea arcului în stare liberă:
mm fl f lll 440 0 max min
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 94
8.5 Tacheții
Tachetul este o component importanta a sistemului de distribuție, care transmite mișcarea
de la camă la supapă .Tacheții sunt piese de formă cilindrică unitară cu suprafața de contact plană ce
suportă presiuni specifice mai mari ce pot produce uzuri semnificative. Pentru a se limita uzura se
tinde lungirea suprafeței de contact a camei iar suprafețele sunt lubrifiate.
De asemenea, pentru a asigura o uzură uniformă a suprafeței tachetului, acesta se rotește în
jurul axei longitudinale . Acest lucru este posibil prin decalarea axei longitudinale a tachetului cu 1 -2
mm față de mijlocul camei. Astfel, datorită frecării, va apărea un cuplu de rotație în jurul axei
tachetului care va roti tachetul la fiecare acționare a camei.
Datorită fenomenului de dilatare termică a pieselor sistemului de distribu ție, atunci când
motorul este rece, există un joc între camă și tachet. Acest joc se numește joc termic și este specific
sistemelor de distribuție cu tacheți mecanici.
Tachetul hidraulic datorită principiului de funcționare elimină acest inconvenient , jo cul intre
camă și tachet fiind redus la 0. Tachetul hidraulic se recunoaște după canalul exterior prevazut pe
toată circumferința acestuia, prin acest canal circuland uleiul necesar incărcării și ungerii acestuia.
R – Razele de curbura ale suprafeței de l ucru ;
R = 850 mm
φ – Unghiul de inclinare a generatarei camelor față de axa arborelui ;
φ = 10 ⁰
8.6 Alegerea fazelor de distribuție
Realizarea unei bune evacuari a gazelor arse și a unei umpleri cat mai bune a cilindrului cu
gaze proaspete, respective obținerea unei diagrame de pompaj cât mai favorabile sunt direct
dependente de fazele de distribuție.
Deschiderea supapei de evacuare trebuie să se facă cu un avans optim pentru a se consuma
lucru mecanic minim la evacuarea gazelor arse și a se pierde cat mai puțin lucru mecanic de
destindere a gazelor.
γ = 500RAC
Inchiderea supapei de evacuare trebuie să se realizeze cu o intârziere optimă pentru a se
fructifica la maxim efectul inerției coloanei de gaze până ce acesta este anulat de
depresiunea format in cilindru.
γ = 200RAC
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 95
Deschiderea supapei de admisie necesită un avans optim la care se asigură trecer ea unei
cantitați cât mai mici de gaze arse din cilindru in conducta de admisie, pierderi gazodinamice
cât mai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie și in final o umplere cât
mai completă a cilindrului cu gaze.
γ = 200RAC
Inchderea supapei de admisie trebuie realizată cu o astfel de intarziere incât să se utilizeze la
maxim, in folosul umplerii, efectul inerțional al coloanei de gaze proaspete.
γ = 500RAC
8.6.1 Admisie
Viteza de curgere a gazelor prin canal
sm
i d dDW W
a a iam ca / 892.40
) (2 22
Unde: ia – numarul de supape de admisie ; ia = 2
Wm – viteza medie a pistonului ; Wm = 8.5 m /s
Aca – Aria sectiunii efective de trecere ;
2 2 204.427) (4mm d d Aa ia ca
Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxa
2 2
max max max 91.415) cos sin cos ( mm h d h Aa s ia a s a s
8.6.2 Evacuare
Viteza de curgere a gazelor prin canal
sm
i d dDW W
e e iem ce /2.218
) (2 22
Unde: ie – numarul de supape de evacuare ;
ie = 2
Wm – viteza medie a pistonului ;
Wm = 8.5 m /s
Aca – Aria sectiunii efective de trecere ;
2 2 211.320) (4mm d d Ae ie ce
Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxe
2 2
max max max 77.311) cos sin cos ( mm h d h Ae s ie e s e s
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 96
8.7 Calculul cinematic și dynamic al mecanismului de distribuție
Calculul cinematic al mecanismului de distribuție presupune determinarea profilului camei
folosită pentru comanda deschiderii supapelor, trasarea curbelor de variație a ridicarii, vitezei și
accelerației tachetului care vor fi apoi folosite în calculul dinamic și de rezistență al pieselor ce
compun mecanismul de distribuție.
Datele inițiale de proiectare pentru profilarea camei sunt inălțimea maximă de deschidere a
supapei hmax, in mm, și durata deschidereii supapei θ in 0RAC
mm h ha aT 7maxmax
mm h he eT 6maxmax
θ a = 2500RAC
θ e = 2500RAC
φ a = 125
φ e = 125
Fig. 8.2 Profilul camei din arce de cerc
Profilul din arce de cerc
Unde: r0 – raza cercului de baza al camei
mm h raT a 13 )0,25,1(
max 0
mm h reT e 12 )0,25,1(
max 0
r1 – raza cercului lateral
mm h raT a 73 )18 10(
max 1
mm h reT e 65 )18 10(
max 1
mm
r rr hrrr hr r rr hr
r
aa
a a aT aa
a a aT a a a a aT a
a 4
] )2cos() ( [2)2cos() () (2 ) () (
1 0 1 00 1 02
12
0 12 2
0
2
maxmax max
mm
r rr hrrr hr r rr hr
r
ee
e e eT ee
e e eT e e e e eT e
e 4
] )2cos() ( [2)2cos() () (2 ) () (
1 0 1 00 1 02
12
0 12 2
0
2
maxmax max
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 97
srqp ii
i T C hh
,,,,21
max
Profilul camerei fară soc polinominal
srqp ii
i T C hh
,,,,21
max
srqp ii
ik
T Ci hV
,,,,21
max
srqp ii
ik
T C ii hj
,,,,22 2
)1(
max
Unde: p,q,r,s sunt exponenti succesivi determinati in progresie aritmetica de ratie p-2;
p = 10
q = 18
r = 26
s = 34
φ – este unghiul curent al camei considerat de la varful acesteia
θ – unghiul total al profilului camei ; θ = 1250RAC
C2, Cp, Cq, Cr, Cs, – sunt cons tante ce se determină din condițiile iniț iale
6187.1)2()2()2()2 (2 s r q psrqpC
2949.1) () () ()2 (2psprpq psrqCp
-1,0791) () () ()2(2qsqrpq qsrpCq
498.0) () () ()2(2rsqrpr rsqpCr
0952.0) () () ()2(2rsqsps srqpCs
Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului de distribuție
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 98
La calculele prealabile când masa elementelor distribuției nu se cunoaște, masa redusă se
alege in raport cu secțiunea de trecere a canalului in care se monteaza AC
C d d Am m
g Am mCa d da 76.106
g Am mCe d de 028.80
Unde: md – masa constructivă redusa a mecanismului de distribuție md = (20..30) g/cm2; md =25
AC- aria secțiunii de trecere a canalului in care se montează supapa
8.8 Arborele cu came
Fig.8.3 Ax came
Arborele cu came este organul principal al mecanismului de distribuție care comandă
deschiderea supapelor din poziția inchisă și pană la deschiderea maximă. De asemenea acesta
controlează asezarea supapei pe scaun in faza de inchidere. Arborele cu came este amplasat in
chiulas a parale cu arborele cotit.
Arborele cu came este o piesa unitară cu o geometrie complexă ce conține came de admisie
sși came de evacuare. Decalajele unghiulare intre came depinde de ordinea de aprindere a cilindrilor .
La motoarele cu 4 supape pe cilindr u (DOCH) in chiulasă sunt montați 2 arbori cu came, unul pentru
supapele de admisie iar cel de al doilea pentru supapele de evacuare.
Penru a asigura rigiditatea arborelui cu came acesta se sprijină pe chiulasă prin intermediul
unor fusuri, in locașurile fiecarui fus regasindu -se orificii prin care este adus uleiul din instalația de
ungere.
Solicitarea de incovoiere poate provoca dezaxarea arborelui cu came in raport cu supapele de
aceea acesta se confectioneaza din OLC 45.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 99
9.CALCULUL INSTALAȚIEI DE RĂCIRE CU LICHID
Instalația de răcire a motorului este o instalație ajutătoare ce are scopul de a menține un
regim de temperatură potrivit unei bune funcționări a motorului. Temperatura ridicata din interiorul
cilindrilor deterioreză proce sul de ungere, alterează proprietățile mecanice ale pieselor conjugate
putând în final să le gripeze sau să le strice.
Sistemul de răcire intervine în această situație prin preluarea și transmiterea în mediu a 20 –
30% din căldura pieselor motorului, asigu rând temperatura cea mai favorabilă adică 85 -90°C.
Racirea se efectuaza cu ajutorul lichidului de răcire ce este purtat prin intregul circuit dup ace
termostatul a deschis, cu ajutorul palelor pompei de apă ce este acționată de cureaua de distribuție .
In cazul in care din anumite considerente temperature motorului depaseste regimul de lucru
cu 2 -10 ⁰C se acumulează presiune in sistemul de racire și o supapa special situată in bușonul
vasului de expansiune deschide datorită presiunii create și lichidul de racire este expulzat,acesta
fiind ultimul stadiu inainte de distrugerea motorului.
9.1 Fluxul de căldură evacuat prin instalația de răcire
fr – Fractiunea de căldura preluata de instalația de răcire : fr =27%
Pci – Puterea calorica inferioara a combustibilului: Pci = 41868 kj/kg
Pe – Puterea efectivă a motorului: Pe = 35 kw
ce – Consumul specific de combustibil: ce = 240 g/kw▪h
Qr – Fluxul de caldură preluat de motor:
Qr =: fr ▪ Pci ▪ ce▪ Pe =708 ▪ 105kj/ h
9.2 Calculul radiatorului
Fluxul de căldură evacuate prin instalația de racire se determină din bilanțul energetic al motorului
[kJ/K] Q Q Q Q Qrez ev r e d
Unde: Qd – căldura disipată obținută prin arderea combustibilului;
Qe – căldura transformată în lucru mecanic efectiv;
Qr – căldura disipată în instalația de răcire;
Qev – căldura pierdută prin gazele de evacuare;
Qrez – termenul rezidual al bilanțului energetic.
Bilanțul energetic exprimat în fracțiuni de căldură:
rez ev r e f f f f1
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 100
Unde: fr – fracț iunea de căldură p reluată de instalaț ia de răcire: fr =(23…28)[%]
tia – temperatura de intrare a aerului : tia = 42 ⁰C
tea – temperatura de ieșire a aerului : tea = 54 ⁰C
til – temperatura de intrare a lichidului de răcire : til = 87 ⁰C
tel – temperatura de ieșire a lichidului de răcire : tel = 95 ⁰C
tma – temperatura medie a aerului : tma = 44 ⁰C
tml – temperatura medie a lichidului : tml = 91 ⁰C
Δtm – diferența de temperatură : Δtm = 44 ⁰C
Δtl – căderea de temperatură a lichidului : Δtl = tel – til =8 ⁰C
Δta – căderea de temperatură a aerului : Δta = tea – tia =12 ⁰C
ca – coeficientul de convecție al aerului : ca = 400kj/m ▪ h▪ K
ca – coeficientul de con vecție pentru lichidul de răcire : cl = 3▪103kj/m2▪ h▪ K
δ – grosimea țevii: δ = 0.15 mm
λ – coeficientul de conductabilitate al țevii: λ = 1380 kj/m▪ h▪ K
ψner – coeficientul de nervurare: ψner = 10
krad – coeficientul global de schimb de caldură :
1 1* sec* 999.291* *11
K kg
c ck
aner ner
lrad
Aaer – suprafața de schimb de caldură in contact cu aerul:
2451.4*mt KQA
m radr
aer
δ1 – densitatea lichidului: δ1 = 1000 kg/m3
cpl – căldura specifică a lichidului: cpl = 2.9 kj/kg▪ K
Vt – debitul de lichid care trebuie să treacă prin radiator pentru preluarea caldurii
sl hm hlt cQV
l pl lr
l /85.0 / 062.3 / 3062* *3.
Wl – viteza de curgere a lichidulul de răcire prin radiator: Wl = 0.8 m/s
Φc– se alege țeavă cu diametrul: Φc = 10 mm
At – secțiunea de curgere a lichidului: At = 76.23 mm2
hrad – inălțimea radiatorului: hrad = 350 mm
Al –suprafața de răcire in contact cu lichidul : Al =it ▪ per t ▪ hrad=48.44 ▪0.03141 ▪0350 =0.56 m2
ψ – coeficientul de nervurare: ψ = 7.94
zt – numărul de treceri ale lichidului prin circuit: zt = 18 / min
V – capacitatea sistemului de răcire: V = 4.07 l
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 101
9.3 Calculul pompei de lichid
Pompa de lichid trebuie să realizeze o cadere de presiune Δpp suficientă pentru a invinge
rezistențele hidrodinamice și in același timp să se evite fenomenul de cavitație.
Δpcav = p – pcav = (1.4…..4) [mH 2O]
Se adoptă o pompă de lichid centrifugă cu palete curbe.
Forța centrifugă a lichidului de la deplasarea pe direcție radial, notănd m 1 masa lichidului ce
evouează in pompă:
Fc = m1ω2
p [N]
Lucrul mec anic elementar la deplasarea elmentară :
dL p= m1r ω2
p [N]
Lucrul mechanic e fectuat de pompă pentru a deplasa lichidul intre r 1 și r2
)u (u2mdL L2
12
21r
r*
p*
p2
1
np – turația pompei: np = 1350 rot / min
Viteza unghiulară a pompei de lichid:
sec/ 079.15730*radnp
p
Se adoptă :
o unghiul vitezei de intrare:
0
10
1 50 ;90
o unghiul vitezei de iesire:
0
20
2 45 ;10
o grosimea paletelor:
mm3
o numarul de palete:
6z
o randament pompă :
85.0p
o randamentul hidraulic al pompei:
7.0h
o diametrul de intrare al lichidului in pomp ă
mm d 250
o vitez a lichidului la intrare in pompă :
sm c /21
o viteza lichidului la iesirea din pompă :
sm c /82
o căderea de presiune pe pompă :
Pa pcav 2400
Raza paletelor la intrare:
mmV
cdr
pl7.23 **1
412
0
1 ; Se adoptă: r1 = 24 mm
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 102
Fig. 9.1 Schema de calcul a pompei de lichid
Raza palelor la iesire:
mmnur
p4.40**302
2 ; Se adoptă: 21 = 40 mm
9.4 Calculu ventilatorului
La alegerea ventilatorului trebuie să se țină seama de faptul ca debitul de aer aspirat este
proporțional cu turația, iar puterea necesară antrenării ventilatorului este direct proporțională cu
puterea a treia a turației sale.
La calculul ventilatorului se pornețte de la debitul de aer neces ar răcirii:
.
3
a f 21 a /s][m69.2 wAkk V
smt cQV
a a aerr
aer / 82.4**3
Unde: k1- coeficient prin care se compensează scăparile și pierderile de presiune pe traiectul de la
intrare la ieșire în ventilator.
o k1 = 1,15 – coeficient prin care se compensează scăpările și pierderile de presiune pe traiectul
de la intrare la ieșire în ventilator.
o Aria frontala a radiatorului:
234.0mwVA
aaer
f
o Viteza aerului la intrare in radiator:
sm wa /13
o k2 =1.031 -coeficient ce ia în considerare faptul că aerul se încălzește la trecerea prin radiator;
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 103
1,031t 273.15t 273.15k
iaea
2
o Caldura specifica a aerului:
]*/[050.1 KkgkJ ca
o Densitatea aerului la presiunea si temperatura ambianta:
3/ 225.1 mkga
o Coeficientul de schimb de căldura al radiatorului: k’rad
Kh dmkcal
t AQk
m fr
ra**31.76*2'
o Căderea de presiune a aerului:
] [N/m463ΔpΔpΔp2
am ar a
Unde:
o
amΔp = 326 N/mm2 – căderea de presiune în montajele anexe (mască, carcasă etc);
o
arΔp = 20 N/mm2
o Viteza periferic a a ventilatorului se calculează in functie de căderea de presiune ipusă
sm p ua /41 **8.21
Unde:
o
1 – coeficient ce depinde de forma paletelor (pentru palete curbe profilate = 2.2…2.9)
Se adopta
1= 2.5
o Diametrul ventilatorului axial se determina cu relatia:
mwVD
va
v 47.0 *3.1'
Unde:
o wv = viteza aerului in ventilator
1. Turatia ventilatorului va fi:
min/ 1666**60rotDun
vv
2. Puterea necesara antrenarii:
Wp VP
va a
v 258*'
Unde:
v= 0.36 pentru palete stantate
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 104
10. CALCULUL INSTALAȚIEI DE UNGERE A MOTORULUI
Instalația de ungere a motorului este una din instalațiile ajutătoare care realizează ungerea
organelor mobile ale motorului precum și circularea, filtrarea și răcirea uleiului.
Scopul ungerii este de a micșora frecarea suprafețelor pieselor în mișcare, reducerea puterii
consu mate și a uzurii precum și etanșarea grupului cilindru -piston -segmenți. De asemenea, ungerea
trebuie să spele piesele și să evacueze impuritățile și particulele metalice rezultate din uzură.
Ungerea răcește parțial piesele, preîntâmpinând parțial oxidarea uleiului de organele mașinii prin
care trece. Intensitatea ungerii este proporțională cu solicitarea pieselor și viteza lor de mișcare.
10.1 Calculul ungerii fusurilor arborelui cotit pe baza teoriei hidrodinamice
Calculele hidrodinamice se fac pentru lagărele de bielă, acestea fiind mai incărcate decât cele
palier.In acest fel lagărele de palier vor fi assimilate lagărelor de bielă. Calculul de încălzire și de
incărcare se va face in regim nominal de funcționare.
Rmmax – forța maximă care incarcă fusul maneton ; Rmmax = 43885 N
Rpmax – forța maximă care incarcă fusul palier; Rpmax = 25641 N
dp – diametrul fusului palier; dp = (0.70….0.80) ▪D= 58 mm
dm – diametrul fusului maneton; dm = (0.56….0.72) ▪D= 38 mm
lm – lungimea fusului maneton; lm = (0.45….0.65) ▪dm = 32 mm
lp – lungimea fusului palier; lp = (0.5….0.8) ▪dp = 30 mm
nn- turația nominală a motorului; nn = 3600 rot/min
pmax – presiunea maximă pe fusuri ; pmax = 38.2 N/mm
pmed – presiunea maximă pe fusuri ; pmed = 26.6 N/mm
ω – viteza unghiulară a fusului; ω = 7.4 m / sec
k – gradul de soc; k =1.4
Calculul jocului relative și a lungimii relative
Se alege ajustaj H7/h6 avand abaterea superioara As= 25 μm și abaterea inferioară ai=16 μm
Se obține jocul maxim și minim intre fus și cuzinet
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 105
m D D Jocm a A Joc
ar ali s
16 16 041 16 25
.min .min minmax
Jocul radial
m 5.20241
2
Jocul relativ din lagăr
138.1 10*364110*3 3
fmd
Excentricitatea:
m e16
Excentricitatea relativă :
meer 390.04116
Distanța minimă dintre cuzinet ș i fus:
m e h 25 1641min
Distanța relativă minimă :
mhH 609.04125min
min
Distanța maximă dintre cuzinet si fus:
m e hr 01.25 390.01*41 1*max
Lungimea relativă a lagărului:
861.03631
fmfm
dl
10.2 Debitul de ulei al instalației
Debitul de ulei al instalației de ungere este de fapt debitul de ulei ce trece prin rampa central
de ulei a motorului.
Acest debit se calculează din două condiții:
Asigurarea debitului necesar ungerii tuturor lagărelor
Num ărul total de lagăre maneton și palier ale arborelui cotit = 7
Numărul total de lagăre al arborilor cu came = 14 (7 ▪2)
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 106
Pentru un lagar este necesar un debit Vul =7.6 iar prin lagăre trece numai (15…50%) din debitul total
al rampei central de ulei.
Vu= (7+14) ▪ Vul =21 ▪7.6=159.6
Preluarea cantitații de căldură ce trebuie disipată prin ulei
06.0uf
Consumul specific de combustibil: ce = 240 g/kw▪h
Puterea calorică inferioară a combustibilului: Pci = 41868 kj/kg
Puterea efectivă a motorului: Pe = 35 kw
Debitul de ulei prin magistrlă: Vu= 0.320 l
Caldura preluată de instalația de ulei: Qu= 13753 kj / kg
10.3 Calculul pompei de ulei
Debitul de ulei pe care trebuie să il asigure pompa de ulei se stabilește ținănd seama ca el
trebuie să fie mai mare decat debitul necesar ce se scurge prin rampă.
Vp= (25….40) Pe = 30 ▪ 35= 1050 l
Se alege pompă cu două roți dințate cu angrenare exterioară
Turația pompei:
nn=1500 rot/min
Viteza periferica a roții dințate:
Wpu=4.5 m /s
Numărul de dinți al pompei de ulei:
z = 18
Diametrul de divizare :
mmnwD
ppu
p 295.57*60000*
Pasul:
999.918295.57* *
zDpp ; Se adoptă : 10 mm
Modulul danturii:
183.310pm ; Se adoptă : m 3.25
Înălțimea dintelui:
h = 2.2 ▪m= 2.2 ▪3.25 =7.15 mm
Diametrul de divizare real:
Dp=m▪ z=3.25 ▪18= 58.5 mm
Randamentul pompei:
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 107
ηpu=0.85
Lățimea roții pompei: 54 mm
Puterea necesară antrenării pompei de ulei:
Kw P
ppu 33.085.0300*945.0* 10 p*V* 103
upu.3
11.PROCESUL TEHNOLOGIC DE FABRICARE AL SUPAPEI
Conditii tehnice.
La executia supapelor se impun conditii riguroase privind pozitia rel ativa a suprafetelor
talerului ș i a cozii su papei in raport cu tija precum ș i asupra rectilinitatii tijei.
Duritatea 262…302 HB
Trecere a de la tija la taler trebuie să fie continua
Pe porț iunea tijei supapei de la conul 1: 5 pana la extremitate se admite subț ierea ei cu
0,05 mm sub cota de pe desen
Materiale.
Datorită condiț iilor de l ucru pentru supape se utilizează oțeluri speciale termorezistente ș i
anticorozive la care cromul este elementul prin cipal de aliere pentru rezistența sa ridicată la oxidare
și coroziune.
In cazul supapelor de admisie unde condițiile de lucru sunt mai puțin severe se utilizeaza
oțeluri martensiti ce Cr sau Cr -Ni obiș nuite (de exemplu 40C10X, 41CN12X, STAS 7 91-79). O buna
utilizare o au oț elurile Cr -Si, denumite silicrom (3,75% Si, 9% Cr).
Pentru supapele de evacuare se folosesc oț eluri Cr -Ni austenitice (12…15% Cr, 12…15% Ni,
2…3,5% W) care au bune proprietăți anticorozive și de rezistență mecanică la temperaturi ridicate.
Pentru a mari rezisteța la uzură a fațetei cât ș i a capatului tijei supapei, in unele cazuri , acestea se
acoperă cu un strat de material dur din categoria stelit, eatonit, nicrom cu continut ridicat de Cr, Ni,
Co, W, pe grosimea de 1,5 … 2,5 mm.
In vederea imbunătățirii calităț ilor d e alunecare ale supapelor din oțeluri austenitice cât ș i
pentr u evitarea tendinței s pre gripare tija supapei se cromează cu un strat in grosime de 10 … 20
m.
Pentru ridicarea rezistenț ei la coroziune, rezultate satisfacatoare se obtin prin aluminizarea
suprafetelor expuse.
Semifabricate.
La execuț ia supapelor, sem ifabricatele se obțin prin deformare plastică, electrore fulare,
urmată de matrițarea de precizie ș i extrudare, asigurand u-se fibrajul necesar pentru obținerea unei
inalte stabilitaț i dimensionale.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 108
12.STUDIU PRIVIND REDUCEREA NOXELOR CU AJUTORUL CATALIZATORULUI ȘI A FILTRULUI DE
PARTICULE
Emisiile motoarelor t ermice au in componența lor produși poluanti atât pentru sănătatea
umană cât și pentru mediul inconjurator.
Dintre toți poluanții produși de motoarele cu ardere internă se disting sapte principali produși
poluanți admosferici,aceștia fiind strict reglementați de Uniunea Europeană.
dioxidul de sulf (SO 2);
particulele în suspensie PM10 (cu diametrul <10 μm);
plumbul (Pb);
oxizii de azot (NOx);
monoxidul de carbon (CO);
hidrocarburile nearse (HnCm) – Exemplu: benzenul C6H6;
ozonul (O3) din strato sferă, prezent în con centrații de 0,5 -10 [ppm
Particulele generate de motorul Diesel pe timpul arderii sunt compuși ai materialelor
carbonoase (fu ningine), care au absorbit fracț iuni organice solubile, acestea constând din molecule
condensate pe funingine , în faza imediat următoare arderii și care ele însele pot constitui precursori
ai formării funinginii.
Compoziț ia particulelo r depinde în principal de condițiile de funcț ionare ale motorului și, în
particular, de temperatura de evacuare. La temperaturi a le gazelor arse de peste 500°C particulele
sunt agregate sferi ce de funingine, cu mici proporț ii de hidrogen, având dimensiuni cuprinse între 15
și 30 nm. Sub acest nivel de temperatură par ticulele sunt acoperite cu fracț iuni organice solubile .
Particulel e de funin gine se produc din carbonul conț inut în combustibil. Funinginea se
formează la arderea în motorul cu aprindere prin comprimare la temperaturi cuprinse între 1000 și
2800 [K] și presiuni de 5 -10 MPa, cu un exces de aer care să p ermită arderea întregii cantităț i de
combustibil introdusă pe ciclu. La arderea difuzivă, funinginea se formează în intervalul de
temperatură 2000 -2400 [K] cu un maxim la 2100 [K], în afara acestei game de temperatură
funinginea se formează în cantităț i neglijabile.
În motorul Diesel emisiile de funingine cuprind trei procese:
1-Reac ițile de formare ale funinginii în prima fază a arderii;
2. Reacț iile de formare ale funinginii în gazele arse, în principal în a doua fază a arderii;
3. Oxidarea funinginii formate după amestecarea cu oxigenul din zonele cu exces de aer.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 109
Pentru reducerea poluarii producatorii de autovehicule pe langa optimizarea arderii
amestecului de combustibil datorată avansarii electronicii evolutiei tehnologice au dezvoltat in
parallel și diverse sisteme separate de motor pentru incadrarea motoarelor in normele EURO.
Pentru normele de poluare Euro I,II și III motoarele termice au fost prevazute catalizatoare catalitice
pe 3 cai.
Denumirea acestui sistem catalitic provine din ab ilitatea acestuia de a elimina sau diminua
simultan trei compuși poluanț i din gazele de evacuare: CO, HC, NOx. Eficienț a maximă în
neut ralizarea celor trei noxe se obține la funcț ionarea motorului cu amestecuri stoichiometrice. Dacă
valoarea coeficientului excesului de aer al amestecului proaspăt este diferită de unita te atunci se
diminuează eficienț a sistemului catalitic cu trei căi.În cazul în care în motor sunt arse amestecuri
sărace, se micșorează eficiența reducerii NO. Dacă amestecul proaspăt este bogat, atunci este
sesi zată reducerea eficienței reacțiilor de oxidare a HC și CO; cantitățile remanente din respectivii
compuși pot fi eliminate prin adiția vaporilor de apă, după mecanismele chimice:
CO+H2O=>H2+CO 2 ; (HC)+H2)=>CO+CO 2+H2
Domeni ul de varia ție a calităț ii amestecului aer – combustibil, pentru care catalizatorul
funcț ionează eficient – așa numita "fereastră λ" – este extrem de restrâns a, ceea ce impune
utilizarea unui sistem electronic de control și reglare a calită ții amestecului, pentru menț inerea
acestuia în domeniul de eficienț ă al sistemului cataliti c. Senzorul care culege informaț ia relativ ă la
cantitatea de oxigen remanentă în gazele de evacuare este sonda λ. Mărimea timpului de răspuns al
sistemului poate determina oscilații a le dozajului la funcționa rea motorului în regimuri tranzitorii. În
aceste cazuri, frecvența semnalului de răspuns variază cu 0,5…5 Hz, în jurul valorii fix ate, ceea ce
determină o variaț ie a coeficientului de exces de aer în intervalul [0,93…1,07]. Semnalul generat de
sonda λ, la deviaț ia dozajului de la calitatea stoic hiometrică, este transmis unităț ii de control
electronic , care, după procesarea informaț iilor, transmite semnal ul de comandă a reglării calității
amestecului pentru obâ inerea unui λ ≅ 1. În cazul absenț ei so ndei λ, convertorul cu trei căi poate
procesa gazele de evacuare numai dacă se injectează aer secundar.
Odata cu introducerea normei Euro IV motorului Diesel i -a fost necesar un nou sistem care să
il ajute să pastreze emisiile poluante in valorile admisib ile amplasat pe conducta de evacuare dupa
convertorul catalitic sau in aceeasi carcasa cu acesta și purtand numele de filtru de particule sau
DPF (diesel particulate filter)
În filtrele de particule au loc trei procese ale gazelor arse: difuzia; intercepția; și impactul
inerț ial. La reț inerea prin difuzie, particulele sunt suficient de mici pentru a intra în mișcare
browniană prin ciocnirea cu molec ulele de gaz. Particula est e reț inută câ nd ajunge în contact cu
suprafaț a fibrei sau porului. În cazul în care particula este suficient de mare pentru a nu mai fi
supusă mișcării browniene dar prea mică pentru a avea iner ție proprie, este reținută prin intercepț ie.
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 110
Particulele mari, având s uficientă inerț ie, nu mai urmăresc curentul de gaze cân d acesta este deviat
de suprafața fibrelor sau porilor iar p articula este cap turată, prin impact, pe suprafaț a care a
determinat devierea curentului de gaze.
Aceste trei mecanisme acț ionează diferit în funcț ie de mărimea particulei, viteza aerosolului
și di ametrul porilor și fibrelor. Reț inerea prin difuzie este predominantă în cazul particulelor mici, la
un curent de gaze de viteză redusă și cu un timp de rezidenț ă în filtru lung.
Filtrele de particule destinate autovehiculelor trebuie să îndeplinească o serie de cerințe
impuse de funcț ionarea motoarelor cu arde re internă. Dintre aceste cerinț e, cele mai importante
sunt următoarele:
eficiență ridicată;
rezistență aerodinamică redusă;
rezist ență la solicitări mecanice și vibrații;
cost relativ redus.
Incepând de la implementarea normeler de poluare Euro 1 și pana in present la Euro 6
emisiile de particule au fost reduse de 28 de ori.
Fig 12.1 Nivelul de emisii de particule [g/km] reglementat pentru comunitatea europeană
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 111
Din acest motiv toate motoarele diesel incepand cu norma Euro 4 sunt dotate cu filtre de particule.
Majoritatea filtrelor de particule sunt din material ceramic poros în formă de fagure. Volumul
filtrului de particule depinde în principal de debitul de gaze arse. Cu cît cilindreea motorului este mai
mare cu atât volumul filtrului trebuie crescut.
Fig 12.2 Secțiune filtru particule și catalizator
Cerințele unui filtru de particule sunt e xtrem de severe:
filtrarea particulelor extrem de mici de până la 0.01 μm
reducerea la minim a rezistențelor la curgere a gazelor de evacuare
filtrarea particulelor în proporție de 95%, în funcție de mărime
rezistență la temperaturi înalte de până la 1050 °C
Datorită proce sului de reținere a particulelo r după un anumit număr de kilometri filtrul
trebuie regenerat. Regenerarea le menține în funcț iune prin oxidarea particulelor combustibile, pe
durata unui parcurs cuprins între 100000 și 150000 km,cele de ultima generație trecand usor chiar
si de valoarea de 200000km După această perioadă filtrul trebuie înlocuit din cauza creșterii
ireversibile a căderii de presiune din filtru datorate înfundării cu materiale necombustibile (cenușă
minerală). Această c enușă își are originea în aditivii metalici ai lubrifiantului și în sulful conț inut în
combustibil. Pentru a menține durata de viaț ă a filtrelor este necesar să se utilizeze combustibil cu
conț inut redus de sulf și lubrifiant, care prin ardere nu dau cenu șă. Trebuie avut în vedere la alegerea
filtrelor de particule ca acestea să nu acumuleze o cantitate ridicată de particule deoarece se
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 112
prelungește timpul de regenerare iar căldura care apare în filtru la oxidarea funinginii îl poate
distruge .
Procesul de regenerare presupune continuarea procesului de ardere în filtru.
Continuarea arderii în galeria de evacuare, în filtru, se poate face prin două moduri:
utilizarea unui injector adițional pe galeria de evacuare .
divizarea injecției de combustibil și intâr zierea post -injecției
Acest sistem cu ,,al 5 -lea injector ′′ prin care atunci cand se doreste regenerarea filtrului
injecteaza motorina in galeria de evacuare, care datorita prezenței oxigenului din gazelle arse si
datotită catalizatorului de oxidare, incepe să ardă.Temperatura in acest tip de filtru de particule
ajunge in jurul valorii de 800 -1000 ⁰C, particulele acumulate fiind arse la aceasta temperatură.
Decizia de regenerare a filtrului de particule este luată de calculatorul de injecție pe baza
informațiilor primate de la senzori. Cu ajutorul senzorilor de pre siune, înainte și după filtru, se
estimează gradul de incărcare al filtrului. Cu cat filtrul este mai încaărcat cu atăt diferența de
presiune intre cei doi senzori va fi mai mare. Există și sisteme cu un singur senzor montat înaintea
filtrului de particule care face diferența dintre gazele de evacuare și presiunea atmosferică.
Pentru a permite regenerarea filtrului de particule motorul trebuie să se situeze între anumiți
parametri. Temperatura gazelor de evacuare trebuie să fie peste o valoare minimă pentr u a facilita
cresterea temperaturii in filtru ,turația motorului trebuie să fie de asemenea peste o valoare minimă
pentru a asigura un anumit debit de gaze arse. Dacă pragul de recenerare (cantitatea de
particule/cenușă stocată in filtru) a fost depășit ș i motorul datorită condițiilor de exploatare, nu intre
in parametric necesari, calculatorul de injecție poate comanda regenerarea filtrului chiar și la turația
de ralanti. In acest caz sarcina motorului va fi crescută, funcționarea se va face cu amestec ma i
bogat și turația de ralanti va fi crescută.
Frecvența regenerărilor depinde de modul de exploatare al motorului. Cu cât motorul va fi
mai folosit de turația de cuplu minim, cu cât exploatarea se va face la temperature scăzute cu atât
va creste cantitate a de particule in filtru. Având in vedere ca regenerarea filtrului presupune
utilizarea unei cantități adiționale de combustibil, consumul automobilului va creste proporțional cu
numarul de regenerari,la fel va creste și nivelul și deteriorarea uleiului da torită patrunderii in baie a
unei mici parți din combustibilul injectat pentru regenerare.
Al doilea mod de regenerare a filtrului de particule, fără utilizarea unui injector adițional,
presupune divizarea injecției și întârzierea post -injecției foarte mu lt astfel încât arderea de
combustibil să se extindă catre filtru.
Există doua tipuri de filtre de particule: cele uscate și cele pe bază de aditiv Ad -blue sau Eolys.
Începând cu norma de poluare Euro VI autovehiculele ce nu indeplinesc condițiile de tra tare a
gazelor de evacuare pentru a respecta limitele impuse de acest standard, și dacă masa
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 113
autovehiculului depășește 1700kg, pe langă sistemul de filtrare a particulelor trebuie să se găsească
obligatoriu și un catalizator cu Ad -blue.
Autovehiculele pr evazute cu astfel de sisteme au filtre de particule regenerative ce au
avantajul unei durate de funcționare extinse de multe ori depăsind valoare de 350000 km.
Fig.12.3 Senzori filtru de particule
1. Senzor diferențiere presiune filtru de particule
2. Sonda lambda
3. Senzor temperatuă filtru de particule
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 114
Fig.12.4 Elemente de reducere a noxelor
1.Monolit catalizator
2.Monilit filtru de particu le
13. MENTENANȚA IN EXPLOATARE A MOTORULUI
Se adopta ulei cu văscozitatea: 5W30 având indice de vâscozitate cinematic 12.5 cSt.
Se recomandă cu strictețe inlocuirea acestuia la fiecare 15000km sau 1 an
Lichidul de răcire trebuie să indeplinească norma G1 2 (antigel fără silicați)
Inlocuirea kitului de distribuție se efectuează la maxim 120000km sau 5 ani
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV – FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA – AUTOVEHICULE RUTIERE
Absolvent: Deaconu Stefan Marius 115
14. BIBLIOGRAFIE
1. Gh. Bobescu, Gh. – Al. Radu, A. Chiru, C. Cofaru, V.Ene, V. Amariei, I. Guber – MOTOARE PENTRU
AUTOMOBILE SI TRACTOARE, vol. I, Chisinau, Ed. Tehnica 199 6
2. Gh. Bobescu, Gh. – Al. Radu, A. Chiru, C. Cofaru, V.Ene, V. Amariei, I. Guber – MOTOARE PENTRU
AUTOMOBILE SI TRACTOARE, vol. II Chisinau, Ed. Tehnica 1998.
3. Radu Gh.Al, Ispas N . – CALCULUL ȘI CONSTRUC ȚIA INSTALAȚIILOR AU XILIARE PENTRU
AUTOVEHICULE , Reprografia Universității Transilvania Brașov, 1972
4. C.Cofaru, N. Ispas, M. Nastasoiu, H. Abaitancei, H.R. Anca, M. Dogariu, A. Chiru, V. Eni —
PROIECTAREA MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE, Brasov, Tipografia Universitatii
Transilvania 1997
5. D. Abaitancei, Gh. Bobescu – MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE, Bucuresti, E.D.P 1975
6. D. Abaitancei, C. Hasegan, I. Stoica, D. Claponi, L. Cihodaru – MOTOARE PENTRU
AUTOMOBILE SI TRACTOARE, Bucuresti,Ed. Tehnica, 1978
7. T. Nagy, M. Alex. Stanescu, N. Turea, D. Dima — FIABILITATEA SI TEROTEHNICA
AUTOVEHICULELOR vol I Brasov, Reprografia Universitatii Transilvania 1997.
8. D.Marincaș, D. Abăităncei – FABRICAREA ȘI REPARAREA AUTOVEHICULELOR RUTIERE,
București, E.D.P. 1982
9. S.Țârulescu, C. Cofaru – INGINERIA ȘI LEGISLATIA MEDIULUI, Curs pentru Învățământ cu
Frecvență Redusă Reprografia Universității Transilvania din Brașov 2017.
10. Surse online : r o.wikipedia.org ; renault.com ; auto.ro
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Să se proiecteze un motor cu aprinde re prin comprimare (MAC) cu urmă torii parametri: [603984] (ID: 603984)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.