Licenta Ramona 2018 [604045]
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
1
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
2
A. STUDIUL DINAMIC AL AUTOMOBILULUI
1. STUDIUL SOLUȚIILOR SIMILARE ȘI AL TENDINȚELOR DE
DEZVOLTARE
Utilizarea autoturismului proiectat se face pe diverse drumuri, în limite foarte largi de
variație a vitezei de deplasare și a greutății încărcăturii transportate. În aceste condiții,
autopropulsarea automobilului, datorată energiei mecanice primite de roț ile motoare de la motorul
automobilului, este posibilă când se realizează concordanță între necesarul de momente și puteri,
ofertă făcută de motor. Interfața dintre sursa de energie (motor) și utilizatorul energiei (roata
motoare) este constituită de trans misie.
Clasificarea autoturismelor se face după o serie de criterii, dintre care mai des
întâlnite sunt următoarele:
• după forma caroseriei : cu caroserie închisă, cu caroserie deschisă și cu caroserie
decapotabilă;
• după capacitatea cilindrică a motorului: de la motoare de foarte mic litraj până la motoare
de capacități mari și foarte mari ;
• după tipul motorului: cu motor termic : cu aprindere prin scânteie (cu injectie indirectă
multipunct sau cu injecție directa) , cu aprindere prin comprimare sau cu motor electric;
• după capacitatea de trecere: care caracterizează capacitatea automobilului de a se deplasa
pe diferite categorii de drumuri sau în teren, în afara drumurilor, se deosebesc: cu capacitate
normală de trecere, cu capacitate mărită de trecere (pot c ircula și în afara drumurilor neamenajate).
1.1. STUDIUL SOLUȚIILOR SIMILARE
Pentru abordarea proiectării unui nou tip de autoturism, ținând seama de datele impuse prin
temă, care precizează particularități legate de destinația și performanțele acestuia, este nevoie, într -o
primă etapă, să se caute un număr cât mai mare de soluții constructive, deja existente, având
caracteristici asemănătoare cu cele ale autoturismului cerut.
Literatura de specialitate cuprinde, pentru fiecare categorie de auto turisme, informații legate
de organizarea generală, de modul de dispunere a motorului și punților motoare, de organizarea
transmisiei etc. De asemenea, sunt date principalele dimensiuni geometrice, greutatea utilă și
proprie, tipurile sistemelor de direcți e și frânare, tipul suspensiei etc.
Analizând toate aceste informații și având în vedere tendințele de dezvoltare pentru fiecare
categorie de autovehicul, se pot stabili printr -o metodă de studiu comparativă, ca punct de plecare
de la datele inițiale din tema de proiectare, caracteristici constructive și de utilizare necesare
calculului de predimensionare, cum ar fi: organizarea generală, amenajarea interioară, dimensiunile
geometrice, greutatea autovehiculului și repartizarea sa pe punți, alegerea pneuril or, etc.
Pentru exemplificare, în tabelele urmatoare se prezintă, pentru segmentul autoturismelor de
tip SUV cu 4-5 locuri și viteză maximă Vmax=180 km/h, principalii parametrii constructivi și ai
performanțelor pentru un număr de 15 autoturisme.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
3
Tab.1.1 –Parametrii constructivi autovehicule similare Marci si
modele
Nr. cil.
Cilindree
[cm3]
Cilindree
unitara
[cm3]
Alezaj
[mm]
Cursa
[mm]
ε
Pe
[kW]
nP
[rpm]
Me
[Nm]
nM
[rpm]
A
[mm]
Ef
[mm]
Es
[mm]
L
[mm]
l
[mm]
h
[mm]
Ma
[kg]
Vmax
[km/h]
pme
[MPa]
wp
[m/s]
Anvelope
DUSTER 4 1461 365,3 76 80,5 15,7 80 4000 260 1750 2673 1563 1580 4341 1804 1687 1205 190 1,643 10,7 215/65
R16
HYUN DAI
TUCSON 4 1991 497,8 83 92 16 103 4000 305 1800 2630 1540 1540 4325 1795 1730 1729 185 1,552 12,2 235/60
R16
LAND ROVER
FREELANDER 4 2179 544,8 85 96 16,5 118 4000 400 2000 2660 1611 1624 4500 1910 1740 1770 181 1,625 12,8 235/60
R18
NISS AN
QASHQAI 4 1994 498,5 84 90 16 110 4000 320 2000 2631 1540 1550 4315 1783 1606 1614 191 1,655 12,0 215/65
R16
RANG E ROVER 4 2179 544,8 85 96 15,8 110 4000 400 1750 2660 1625 1630 4365 1965 1605 1670 182 1,514 12,8 225/65
R17
SKOD A YETI 4X4 4 1968 492,0 81 95,5 16,5 103 4200 320 1750 2576 1541 1537 4223 1793 1691 1545 190 1,495 13,3 215/60
R16
SUZUKI GRAND
VITARA 4 1870 467,5 80 93 17 95 3750 300 2000 2440 1540 1570 4005 1810 1695 1495 171 1,626 11,6 225/70
R16
NISS AN
QASHQAI 4 1461 365,3 76 80,5 15,3 78 4000 240 2000 2630 1540 1550 4315 1780 1615 1407 170 1,602 10,7 215/65
R16
KIA SORENTO III 4 2199 549,8 85,4 96 16 147 3800 450 1800 2780 1628 1639 4800 1890 1685 1838 205 2,111 12,1 235/65
R17
HYUN DAI SANTA
FE 4 2199 549,8 85,4 96 16 147 3800 440 1800 2800 1628 1639 4905 1885 1695 1906 201 2,111 12,1 235/60
R18
RENA ULT
KADJAR 4 1598 399,5 80 79,5 16 96 4000 320 1750 2646 1556 1542 4449 1836 1607 1536 190 1,802 10,6 215/60
R16
CHEV ROLET
TRAX 4 1686 421,5 79 86 16,5 96 4000 300 2000 2555 1540 1540 4248 1776 1674 1384 186 1,708 11,4 225/65
R17
JAGU AR F -PACE 4 1999 499,8 83 92,4 15,5 120 4000 380 1750 2874 1641 1654 4746 2070 1667 1690 195 1,801 12,3 235/65
R18
RENA ULT
KOLEOS II 4 1598 399,5 80 79,5 15,4 96 4000 320 1750 2705 1591 1586 4673 1843 1673 1615 185 1,802 10,6 225/65
R17
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
4
Marci si
modele
Nr. cil.
Cilindree
[cm3]
Cilindree
unitara
[cm3]
Alezaj
[mm]
Cursa
[mm]
ε
Pe
[kW]
nP
[rpm]
Me
[Nm]
nM
[rpm]
A
[mm]
Ef
[mm]
Es
[mm]
L
[mm]
l
[mm]
h
[mm]
Ma
[kg]
Vmax
[km/h]
pme
[MPa]
wp
[m/s]
Anvelope
JEEP CHEROKEE 4 1956 489,0 83 90,4 16,5 103 3750 350 1500 2699 1586 1584 4623 1859 1669 1828 187 1,685 11,3 225/60
R 17
AUTOMOBIL 4 1697 424,3 77 90 16 107,5 4000 282,3 1750 2673 1563 1580 4341 1804 1687 1205 180 1,900 12,000 215/65
R16
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
5
Fig.1.1 – Dimensiunile generale ale unui autovehicul
Din punctul de vedere al soluției de organizare, toate automobilele similare adoptă un motor
amplasat în față – transversal, construcția adaptându -se cel mai bine la cerințele de spațiu și
compactitate.
Dimensiunile generale ale autoturismului meu compar ativ cu dimensiunile autovehiculelor
similare sunt următoarele:
Lungimea automobilului reprezintă distanța dintre 2 plane perpendiculare pe planul
longitudinal de simetrie al automobilului și tangente la acesta în punctele extreme din față și din
spate.
Fig.1.2. Lungimea autovehiculelor
0100020003000400050006000Lungime a
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
6
Lățimea vehiculului reprezintă distanța între 2 plane paralele cu planul longitudinal de
simetrie al vehiculului, tangente la acesta de o parte și de alta. Toate organele laterale ale
vehiculului fixate rigid cu excep ția oglinzilor retrovizoare, sunt cuprinse în aceste plane.
Fig.1.3.Lăț imea autovehiculelor
Înălțimea vehiculului reprezintă distanța dintre planul de sprijin și un plan orizontal tangent
la partea cea mai de sus a vehiculului pregătit de plecare în cursă, fără încărcătură utilă cu pneurile
umflate la presiunea corespunzătoare masei totale admise .
160017001800190020002100Lățimea
1500155016001650170017501800Înălțimea
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
7
Fig.1.4.Înălțimea autovehiculelor
Ampatamentul este distanța dintre axele geometrice ale punților automobilului.
Fig.1.5. Ampatamentul autovehiculelor
Ecartamentul reprezintă distanța dintre centrele petelor de contact ale pneurilor cu solul.
Fig.1.6.Ecartamentul față al autovehiculelor
220023002400250026002700280029003000Ampatament ul
148015201560160016401680Ecartament ul față
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
8
Fig.1.7.Ecartamentul spate al autovehiculelor
1440148015201560160016401680Ecartament ulspate
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
9
1.2. TENDINȚE DE DEZVOLTARE A CATEGORIEI DE AUTOVEHICULE ANALIZATE
Pe lângă tehnologiile de ultimă generație,automatizarea autovehiculelor reprezintă în pas
extrem de important în domeniul electronicii deoarece o mare parte din sarcinile conducerii
automobilului vor fi preluate de partea electronică.În domeniul transporturilor s -au înregistrat
progrese importante in ceea ce privește dezvoltarea metodelor d e stocare a energiei, precum și a
sistemelor de propulsie electrică, dar motorul cu ardere internă continuă să fie o parte importantă a
trasnportului de persoane si bunuri. Normele privind calitatea aerului sunt din ce in ce mai drastice
și împreună cu c erințele de reducere a consumului de combustibil au făcut ca motorul cu ardere
internă sa sufere modificări drastice având o evoluție semnificativă.Se incearcă îmbunatățirea
continuă a randamenetelor motoarelor prin cercetarea continuă a proceselor fundam entale ale
motorului, utilizându -se programe de calcul si tehnologii avansate de producție. Odată cu evoluția
construcției automobilelor s -au perfecționat tehnici in ceea ce privește performanțele de
dinamicitate și fânare, economicitate, confort și securi tate rutieră.
S-au dezvoltat sisteme eficiente pe partea de acustică a motoarelor, astfel si la turații mari
nivelul zgomotului va fi redus.
În prezent, în domeniul ingineriei se incearcă o îmbunătățire continuă a cutiilor de viteze,
îmbunătățirea sistemului de management al bateriei, hibridizarea autovehiculului.
Sistemul Stop & Start are rolul de a opri motorul termic în mod automat atunci căând
automobilul staționează. Scopul acestui sistem este de a reduce nivelul emisiilor poluante dar și a
consumului de combustibil. În cadrul automobilelor echipate cu astfel de sistem, se utilizează o
baterie ranforsată pentru a face față numarului mare de porniri și de opriri.
Sistemul de management al bateriei se utilizează pentru a asigura o durată de func ționare
mai mare a bateriei și pentru a reduce costurile.
Downsizing si supraraalimentarea automobilelor, prin downsizing se înțelege reducerea
cilindreei sale față de puterea motorului, cu scopul de a reduce consumul de combustibil si a
emisiilor poluan te.Downsizing -ul se bazează pe optimizarea arderii în interiorul cilindrilor prin
reducerea propriei greutăți, dar și pe tehnologia supraalimentării. Motoarele downsized au ca
dezavantaj o reducere a performanțelor dinamice la turații scăzute, de aceea sun t echipate cu
sisteme de supraalimentare, de obicei turbocompresoare.
Fig.1. 8 Turbocompresor
Motoarele supraalimentate prezintă un dezavantaj comparativ cu motoarele aspirate,acesta
fiind întârzierea la accelerații. Acest fenomen este datorat în mare parte inerției aerulului din
circuitul de admisie cât și din cel de evacuare, această inerție nepermițând creșterea rapidă a
presiunii de supraalimentare și deci implicit a cuplului motor. Prin metodele de reducere a turbo –
lag-ului se numară utilizarea t urbocompresoarelor cu inerție redusă sau a sistemelor de
turbosupraalimentare în două etaje pe motoarele cu cilindree medie si mare.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
10
Motoarele moderne cu aprindere prin scânteie au nevoie de aplicarea distribuției variabile
pentru a satisface cerințele în ceea ce privește economicitatea, emisiile poluante și a performanțelor
dinamice, deoarece normele în vigoare au devenit din ce în ce mai stricte. Distribuția este variabilă
atunci când durata de deschidere si înălțimea supapelor sunt variabile, dar și mom entul de
deschidere si închidere ale acestora nu sunt fixe.
Fig.1.9. Distribuția variabilă a deschiderii supapelor
Sistemul de f rânare
Capacitatea de frânare a unui automobil are o importanță deosebită, deoarece determină
direct securitatea activă a automobilului și posibilitatea de utilizare integrală a vitezei și accelerației
acestuia în timpul exploatării. În timpul frânării, o parte din energia cinetică acumulată de
automobil se transformă prin frecare în căldură, iar o parte se pierde pentru învi ngerea rezistențelor
la rulare.
ESP( Electronic Stability Program) monitorizeaza permanent comportamentul mașinii aflate
în mers prin interpretarea datelor pe care le primește de la diverși senzori. Sistemul acționează
asupra automobilului doar atunci câ nd detectează abateri de la direcția de mers pe care o dorește
conducătorul auto. ESP determină deplasarea laterală în cazul derapajului și frânează individual
roțile autovehiculului în așa fel încât să readucă mașina pe traiectoria dorită de conducătorul auto.
Fig.1.10. Funcționarea ESP -ului
Sistemul de direcție are o importanță deosebită în ceea ce privește siguranța pasagerilor, de
aceea Volvo Dynamic Steering îmbină direcția hidraulică convențională cu un motor electric cu
reglare electronică montat pe caseta de direcție. Un motor electric cu comandă electronică, atașat pe
arborele de direcție reprezintă marea inovație tehnologică a sistemului Volvo Dynamic Steering.
Motorul electric, care funcționează împreună cu direcția hidraulică a autocamionului, prezintă un
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
11
cuplu maxim de 25 Nm și este reglat de mii de ori pe secundă de către unitatea electronică de
comandă.
Fig.1.11. Direcție hidraulică convențională
Suspensia autoturismelor a făcut obiectul unor studii aprofundate privind condiționarea
reciproca dintre pneu, suspensie și calea de rulare. Suspensile folosite din soluțiile similare sunt
independente, care includ un sistem cu brațe în față și un sistem compus din cinci legături în spate.
Caroseria este, în totalitate, integral autoportantă. Cercetările și încercările efectuate au
condus la realizarea unor caroserii având coeficienți aerodinamici tot mai coborâți. Rigiditatea
caroseriei, care este un factor important în ameliorarea ținutei de drum, a fost mult îmbunătățită prin
utilizarea oțelurilor de înaltă rezistență, cu o limit a de elasticitate ridicată. S -au luat măsuri de
reducere a greutății proprii, prin înlocuirea tot mai accentuată a pieselor din metal cu piese din
material plastic.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
12
2. ALEGEREA PARAMETRILOR PRINCIPALI AI AUTOVEHICULULUI
2.1.SOLUȚIA DE ORGANIZARE GENERAL Ă ȘI AMENAJARE INTERIOARĂ
Ținând cont de soluțiile similare, extrase din literatura de specialitate și având în vedere
tendințele de dezvoltare, se adoptă soluția de organizare generală a autovehiculului, soluția de
organizare a transmisiei și a sistemelor și amenajarea interioară.
Modul de dispunere a echipamentului de tracțiune
Adopt, ca soluție de organizare a transmisiei și a sistemelor, soluția 4×4 nepermanent,
reprezentată în figura următoare. În această situație avem motorul 1 dispus transversal, cutia de
viteze 2, transmisia principală cu roți cilindrice și diferențialul punții față 3, unitatea pentru
transferul de putere 4, transmisia longitudinală 5, unitatea de cuplare cu comandă electromagnetică
6, diferențialul punții spate 7.
Fig.2.1. Organizarea transmisiei
Dimensiuni geometrice principale
În funcție de tipul și destinația autovehiculului definite prin tema de proiectare , ținând
seama de autovehiculele similare considerate în studiul soluțiilor similare și având în vedere
tendința de dezvoltare se adoptă un autoturism care următoarele caracteristici:
Lungimea: L= 4341 mm.
Lățimea: l=1804 mm.
Înălțimea: h=1687 mm.
Ampatamentul: A=2673 mm.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
13
Ecartamentul față: E f=1563 mm
Ecartamentul față: E s=1580 mm.
Amenajarea interioară: studiul ergonomic al postului de conducere
Amenajarea interioară a caroseriei depinde de dimensiunile ce trebuie respectate în vederea
asigurării confortului și siguranței pasagerilor. Comoditatea conducerii și confortul călătorilor
trebuiesc realizate asigurând totodată rezistența caroseriei, estetica și aerodinamica formei, la un
cost acceptabil.
Fig.2.2 Amenajarea interioară
Ușurința în conducere și confortul asigurat conducătorului autovehiculului constituie factori
constructivi cu rol deosebit în asigurarea randamentului muncii lui șisecuritățiicirculației.
Dimensiunile și organizarea postului de conducere sunt recomandate prin STAS 12613 -88
conform figurii:
Fig.2.3. Amenajarea interioara a unui autovehicul
Tab.2.1.Dimensiunile postului de conducere
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
14
unghiul de înclinare spre înapoi β=9-33°
distanța verticală de la punctul R la punctul
călcâiului Hx=250 mm
cursa orizontală a punctului R=200mm;
diametrul volanului D=350 mm
unghiul de înclinare a volanului α=25 -45°
distanța orizontală între centrul volanului și
punctul călcâiului Wx=500 mm
distanța verticală între centrul volanului și
punctul călcâiului Wy=200 mm
2.2. GREUTATEA AUTOVEHICULULUI, DETERMINAREA COORDONATELOR
CENTRULUI DE GREUTATE AL AUTOVEHICULULUI
Greutatea proprie G0 reprezintă greutatea autovehiculului complet echipat, cu plinul făcut,
fără persoane la bord și fără încărcătură.
N G 1182181,9 12050
(2.1)
Greutatea utilă Gu reprezintă greutatea încărcăturii pe care o poate transporta autovehiculul.
N Gu 4169 81,95081,9755
(2.2)
Greutatea totala Ga reprezintă însumarea greutății proprii cu greutatea utilă.
N G G Gu a 15990 4169 118210
(2.3)
Repartizarea greutății pe punți se face în funcție de tipul autovehiculului. Cu:
G1 s-a notat greutatea repartizată pe puntea din față;
G2 este greutatea repartizată pe puntea din spate;
a si b sunt coordonatele centrului de greutate în plan longitudinal;
hg este înălțimea centrului de greutate;
mm A aAa1390 267352,0 52,0 52,0
(2.4)
mm aAb 1283 1390 2673
(2.5)
Cu ajutorul coordonatelor longitudinale a, b, se va determina greutatea pe punți:
NAbG Ga 2, 7675 48,0 159901
(2.6)
NAaG Ga 8, 8314 52,0 159902
(2.7)
De asemenea, conform literaturii de specialitate, se adoptă parametru :
23,0Lhg
(2.8)
Din această formulă, rezultă înălțimea centrului de greutate, h g, egală cu:
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
15
mm L hg 79,614 23,0 2673 23,0 (2.9)
Greutățile ce revin pneurilor autovehiculului vor fi:
Pentru pneurile punții față
NGGp 6, 383722, 7675
21
1
(2.10)
Pentru pneurile punții spate:
NGGp 4, 415728, 8314
22
2
(2.11)
Valorile G p1și G p2 astfel determinate condiționează împreuna cu viteza maximă a
autovehiculului tipul pneurilor folosite și caracteristicile de utilizare.
2.3. ALEGEREA PNEURILOR ȘI DETERMINAREA RAZELOR ROȚILOR
AUTOVEHICULULUI
Prin reducerea presiunii pneurilor pe puntea din față, se reduce rigiditatea laterală a pneului,
astfel că prin sporirea deviațiilor laterale se favorizează imprimarea unui caracter constructiv de
subvirare, caracterizat de tendința de autostabilizare pe traiectoria rectilinie.
Conform STAS 9090/80 se aleg anvelope cu următoarele caracteristici:
tipul pneului: 215/65 R16;
lățimea secțiunii:
B = 21 5 mm (2.12)
înalțimea secțiunii:
mm HBH1401002156510065
(2.13)
diametrul interior :
mm d 4,4064,2516
(2.14)
diametrul exterior:
D = 16·25,4+2·140 = 686 mm (2.15)
raza libera:
rn = r0 = D/2=686/2 = 343 mm
(2.16)
raza de rulare:
rr = 343·λ = 343·0,93 = 319 mm (2.17)
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
16
Fig.2.4 . Dimensiunile generale ale unei roț i de automobil
3. DEFINIREA CONDIȚIILOR DE AUTOPROPULSARE
3.1. REZISTENȚELE LA ÎNAINTARE ALE AUTOVEHICULULUI
Deplasarea autovehiculului în condițiile cerute de performanțe în ceea ce pivește
dinamicitatea, consumul de combustibil, siguranța și confortul călătoriei, cerințe ce impun anumite
reguli și elemente constructive, presupune cunoașterea influențelor exterioare ce se opun înaintării
autovehiculului.
În procesul autopropulsării autovehiculului, asupra acestuia acționează, după direcția vitezei
de deplasare, două tipuri de forțe:
forțe active – forțele care au același sens cu cel al vitezei de deplsare;
forțele de rezistență – forțele care sunt de sens opus sensului vitezei de deplasare.
Forțele de rezistență, cunoscute sub denu mirea de rezistențe la înaintare sunt următoarele:
rezistența la rulare – este o forță ce se opune înaintării autovehiculului și este determinată de
fenomenele ce se produc la rularea roților pe calea de rulare;
rezistența aerului – este o forță ce se opun e înaintării autovehiculului și este datorată
interacțiunii dintre autovehiculul în mișcare și aerul considerat în repaus;
rezistența pantei – este o forță dotorată înclinării longitudinale a drumului și reprezintă o
forță de rezistență la urcarea pantelor , și o forță activă la coborârea pantelor;
rezistența la demaraj – este o forță datorată inerției autovehiculului în mișcare și reprezintă o
forță de rezistență în timpul mișcării accelerate și de forță activă în regimul mișcării decelerate.
A. REZISTENȚA L A RULARE
Generarea rezistenței la rulare
Rezistența la rulare, R r, este o forță cu acțiune permanentă datorată exclusiv rostogolirii
roților pe cale, și este de sens opus sensului de deplasare a automobilului.
Cauzele fizice ale acestei rezistențe sunt:
deformarea cu histerezis a pneului (pondere importantă);
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
17
frecările superficiale dintre pneu și cale;
frecările din lagărele butucului roții;
deformarea căii de rulare;
percuția dintre elementele benzii de rulare si microneregularitățile căii de rular e;
efectul de ventuzare produs de profilele cu contur închis de pe banda de rulare pe suprafața
netedă a căii de rulare.
Rezultatul modului de distribuire a presiunilor în pata de contact dintre pneu și cale, centrul
de presiune al amprentei este deplasat în fața centrului contactului cu mărimea „a” (Fig.3.1.a.).
a) b)
Fig. 3.1.Acțiunea momentului de rezistență la rulare asupra unei roți motoare
a) rezultanta forțelor din pata de contact “Z”; b) reducerea reacțiunii nor male Z (punctul Op)
Din condiția de echilibru a roții libere, aplicând metoda izolării corpurilor prin desfacerea
legăturilor ei cu calea și automobilul, se obține o forță tangențială sub forma:
zraX M
rOr 0
(3.1)
unde:
rr – raza de rulare a roții
z – reacțiunea normal dintre pneu și cale;
Notând produsul:
Za Mrul
(3.2)
care reprezintă momentul rezistenței la rulare (Fig.3.1.b), expresia forței dato rate rostogolirii roții pe
cale devine:
Zra
rMR
d drul
r
(3.3)
Deoarece determinarea deplasării „a” este dificilă, pentru calculul rezistenței la rulare este
preferabilă folosirea unei mărimi relative, având în vedere natura unui criteriu de si militudine.
Această mărime este coeficientul rezistenței la rulare f,dat de relația:
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
18
draf (3.4)
Factorii de influență asupra rezistenței la rulare
Principalii factori care influențează rezistența la rulare sunt:
viteza de deplasare a autovehiculului;
caracteristicile constructive ale pneului;
presiunea interioară a aerului din pneu;
sarcina normală pe pneu;
tipul și starea căii de rulare;
forțele și momentele aplicate roților.
Calculul rezistenței la rulare
Pentru determinarea rezistenței la rulare se folosește relația urmatoare:
cosa r Gf R
[N] (3.5)
unde:
f – coeficientul rezistenței la rulare;
Ga – greutatea automobilului;
α – unghiul de înclinare longitudinală al drumului.
Coeficientul rezistenței la rulare este cuprins intre valorile f=0,018 -0,02 pentru astfalt sau beton.
Pentru automobilul meu, adopt coeficientul rezistenței la rulare f=0,02.
Pentru determinarea rezistenței la rulare Rr și a puterii necesare învingerii rezistenței la r ulare Pr,
mai avem nevoie de Ga, unghiul de înclinare longitudinală a drumului α. Pentru calculul Rr și Pr
se folosesc relațiileurmătoare:
][ cos
1N Gf Zf RaNr
iri i r
(3.6)
][ cos kWv Gf Pa r
(3.7)
unde v este viteza exprimată în m/s.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
19
Tabelul 3.1. Rezistența la rulare și puterea necesară învingerii acesteia
V
[km/h] Rrul
[N] Prul
[kW]
0 319,8 0
10 319,8 0,89
20 319,8 1,78
30 319,8 2,67
40 319,8 3,55
50 319,8 4,44
60 319,8 5,33
70 319,8 6,22
80 319,8 7,11
90 319,8 8,00
100 319,8 8,88
110 319,8 9,77
120 319,8 10,66
130 319,8 11,55
140 319,8 12,44
150 319,8 13,33
160 319,8 14,21
170 319,8 15,10
180 319,8 15,990
Fig. 3.2. Rezistența la rulare 0,0100,0200,0300,0400,0
0 30 60 90 120 150 180Rrul [N]
v[km/h]REZISTENTA LA RULARE
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
20
Fig. 3.3. Puterea necesară învingerii rezistenței la rulare
B. REZISTENȚA AERULUI
Pentru rezistența aerului se folosește relația :
2
21VACx Ra
(3.8)
unde:
ρ – densitatea aerului; ρ=1,225 kg/m3
Cx – coeficientul de rezistență al aerului; Adopt C x=0,4
v – viteza automobilului
A – aria transversală maximă; A=B·H
unde:
B– ecartamentul fata autovehiculului; B= 1563 mm
H– înălțimea autovehiculului; H=1687 mm
2
6637,2
101687 1563m A
(3.9)
024681012141618
0 30 60 90 120 150 180Prul [kW]
v[km/h]PUTEREA NECESARA INVINGERII
REZISTENTEI LA RULARE
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
21
Tabelul 3.2. Rezistența aerului și puterea necesară învingerii acesteia
v[km/h] Ra [N] Pa [kW]
0 0 0
10 5,0 0,014
20 19,9 0,111
30 44,9 0,374
40 79,8 0,886
50 125 1,73
60 179 2,99
70 244 4,75
80 319 7,09
90 404 10,09
100 498 13,85
110 603 18,43
120 718 23,93
130 842 30,42
140 977 37,99
150 1122 46,73
160 1276 56,71
170 1441 68,03
180 1615 80,75
Fig. 3.4. Rezistența aerului
0400800120016002000
0 30 60 90 120 150 180Ra [N]
v[km/h]REZISTENTA AERULUI
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
22
Fig. 3.5. Puterea necesară învingerii rezistenței aerului
C. REZISTENȚA LA PANTĂ
La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală,forța de greutate generează o
componentă Rp după direcția deplasării dată de relația :
Rp = ma·g ·sinα [N] (3.10)
Această forță este forță de rezistență la urcarea pantelor (de sens opus vitezei de deplasare)
și forță activă la coborârea pantelor.
Adopt valoarea maximă a unghiului de înclinare a pantei pe care autovehiculul poate urca de
34 grad e.
Pentru rezistența rampei se folosește relația:
sina pG R [N] (3.11)
Tabelul 3.3. Rezistența pantei
α[°] Rp [N]
0 0
2 558,1
4 1115,4
6 1671,4
8 2225,4
10 2776,7
12 3324,6
14 3868,4
16 4407,5
18 4941,3
20 5469,0
22 5990,1 0102030405060708090
0 30 60 90 120 150 180Pa [kW]
v[km/h]PUTEREA NECESARA INVINGERII
REZISTENTEI AERULUI
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
23
24 6503,8
26 7009,7
28 7507,0
30 7995,2
32 8473,6
34 8941,7
Fig. 3.6. Rezistența pantei
D. REZISTENȚA LA DEMARARE.
Regimurile tranzitorii ale mișcării autovehiculului sunt caractrizate de sporiri ale vitezei
(demarări) și reduceri ale vitezei (frânări). Rezistența la demarare (Rd) este o forță de rezistență ce
se manifestă în regimul de mișcare accelerată a autovehiculului.
Ca urmare a legăturilor cinematice determinate în lanțul cinematic al transmisiei dintre
motor și roțile motoare, sporire a vitezei de translație a autovehiculului se obține prin sporirea
vitezelor unghiulare de rotație ale elementelor transmisiei și roților. Masa autovehiculului în
mișcare de translație capătă o accelerație liniară iar piesele în rotație accelerații unghiula re.
Influența asupra inerției în translație a pieselor aflate în rotație se face printr -un coeficient δ,
numit coeficientul de influență al maselor în mișcare de rotație.
Rezistența la demarare este astfel dată de relația:
dtdvδm Ra d
(3.12)
unde:
ma = masa autovehiculului [kg]
δ = coeficientul de influență al maselor aflate în mișcare de rotație; 010002000300040005000600070008000900010000
0 5 10 15 20 25 30 35 40Rp [N]
α[°]REZISTENTA LA PANTA
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
24
dtdv= accelerația mișcării de translație a autovehiculului [m/s2].
Pentru calculul rezistenței la demarare este necesară cunoașterea mărimii coeficientului de
influență al maselor în mișcare de rotație.
3.2.ECUAȚIA GENERALĂ DE MIȘCARE RECTILINIE A AUTOMOBILULUI
Pentru stabilirea ecuației generale de mișcare se consideră automobilul în mișcare rectilinie,
pe o cale cu înclinare α, în regim tranzitoriu de viteză cu accelerație pozitivă.
Echilibrul dinamic al automobilului este date de bilanțul de tracțiune, care r eprezintă ecuația
de echilibru după direcția vitezei automobilului, de forma:
FR= Rr+Ra+Rp+Rd [N] (3.13)
în care:
FR este forța activă;
Rr ,Ra,Rp,Rd – rezistențele la înaintare.
În funcție de condițiile de autopropulsare ale automobilului, din ecuația de mișcare se
definesc mai multe forme particulare și anume:
a) Deplasarea cu viteză maximă.
Prin convenție “viteza maximă” este cea mai mare valoare a vitezei cu care automobilul se
poate deplasa pe o cale orizontală. Ca urmare în condițiile vitezei maxime când α = 0 și v= vmax =
const. »
dtdv =0 din expresia ecuației demișcare dată de relația se obține forma particulara:
N96. 1934 50 637,24,0 225,12102,0 99051 vAcρ21fG F2 2
max x a Rvmax
(3.14)
kW75.9610005096. 1934v F Pamax Rvmax Rvmax
(3.15)
unde:
amaxv
= 180 km/h =50 m/s
b) Deplasarea pe rampa maxima
Deplasarea pe panta maximă (sau pe cale cu rezistența specifică maximă) se obține când întreaga
forță disponibilă este utilizată pentru învingerea rezistențelor legate de tipul și caracteristicile
drumului R Ψ. Pentru acest caz, având în vedere și faptul că la viteze mici, specifice deplasării
automobilului pe panta maximă, rezistența aerului este neglijabilă in raport cu celelate forțe din
expresia forței la roată dată de ecuatia generala de mascara se obține forma particulară:
max a maxR G F
[N ] (3.16)
unde :
max
= f·cosα +sinα = 0,02 ∙ cos(34°) + sin(34°) = 0,575 (3.17)
N62. 920634,0 15990 G Fmax a maxR
(3.18)
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
25
4. CALCULUL DE TRACTIUNE
4.1. ALEGEREA MĂRIMII RANDAMENTUL TRANSMISIEI
Calculul de tracțiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului și
transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat să fie capabil să realizeze performanțele prescrise în
tema de proiectare sau a performanțelor celor mai bune modele existente sau de perspectivă.
Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de m otor trebuie să fie transmisă
roților motoare ale acestuia. Transmiterea fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate
fenomenelor de frecare din organele transmisiei.Pierderea totala in transmisie reprezinta produsul
pierderilor partiale in f iecare organ al transmisiei.
Randamentul transmisiei este dat de relatia :
tη
=
RDη ∙
CVη ∙
TLη ∙
TPη (4.1)
unde:
cutia de viteze (în treapta de priză directă):
98,0…97,0ηCV;
transmisia pricipală:
94,0…92,00
Pentru automobilul proiectat se adopta randamentul transmisiei
tη = 0,9.
4.2. DETERMINAREA CARACTERISTICII EXTERIOARE A MOTORULUI
Alegerea tipului de motor
Autopropulsarea automobilului se datorează energiei mecanice primite de roțile motoare de
la motorul automobilului. Ea este posibilă când oferta făcută de motor este în concordanță cu
necesarul de momente și puteri, necesar determinat din condițiile în care se deplasează automobilul.
Aprecierea motorului ca sursă de energie pentru autopropulsarea automobilului se face prin
oferta de putere (P) și de moment (M). Oferta se exprimă funcție de turația arborelui motor (n) ,
printr -un câmp de caracteristici P=f(n) și M=f(n), numite caracteristici de turație. Domeniul de
ofertă este limitat de caracteristica de turație la sarcină totală (sau caracteristica exterioară), care
determină posibilitățile maxime ale motorului în pri vința puterii și momentului la fiecare turație din
domeniul turațiilor de funcționare ale motorului.
In figura 4.1 sunt reprezentate caracteristicile exterioare, completate cu curbele consumului
specific de combustibil, pentru un motor cu aprindere prin s cânteie (M.A.S) și respectiv cu
aprindere prin comprimare (M.A.C.). Opțiunea pentru un motor din categoriile de mai sus are în
vedere tipul, caracteristicile și destinația automobilului.
Semnificația mărimilor marcate în figură este cuprinsă în tabelul 4.1 .
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
26
a) b)
Fig.4.1. Forme tipice de caracteristici exterioare pentru motoare cu ardere interna
a) motor cu aprindere prin scânteie (M.A.S.); b) motor cu aprindere prin comprimare (M.A.C.)
Tabelul 4.1. Marimi semnificative în caracteristica exterioară
Turația
Mărimi corespunzatoare pentru:
Simbolul
Semnificația
Putere
Moment
Consum specific
n0
Turatia minimă de funcționare
P0
M0
Ce
nM
Turatia de moment maxim
PM
Mmax
–
nce
Turatia de consum specific minim
–
–
Ce min
nP
Turatia de putere maximă
Pmax
MP
Ce p
nmax
Turatia maximă de funcționare
Pm
Mm
–
nr
Turatia de regulator
Pr
Mr
Cer
Se adoptă pentru autopropulsarea autoturismul ui un motor cu aprindere prin comprimare
poziționat transversal.
Determinarea analitică a caracteristicii exterioare
Din relațiile următoare se observă că pentru calcul caracteristicii exterioare sunt necesare:
cunoașterea coeficienților p olinomiali α,β, care sunt funcții definite de coeficientul de
elasticitate c e.
cunoașterea turației de putere maximă n P;
cunoașterea unui punct de funcționare a motorului (P,n) .
Pentru predimensionarea motorului se iau in vedere parametrii ai motoarelor automobilelor
similare cuprinse în studiul soluțiilor similare.
Se adopta urmatoarele:
44,0
PM
ennc
(4.2)
1,1
pe
aMMc
(4.3)
Tabelul 4.2. Valori ale turațiilor semnificative ale motorului
Turația
n0
nM nce
nP
nmax
Valoarea
800 1750 2500 4000 4000
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
27
Puterea necesară deplasării cu viteza maximă se determină cu ajutorul relației următoare:
tx aer a
vVAC VfG
P
1000213
max max
max
(4.4)
kW Pv 49,1079,0 100050 637,24,0 225,1215002,0 159903
max
(4.5)
Putem calcula puterea maximă a motorului cu relația:
3 2max
max
PM
PM
PMv
nn
nn
nnPP
(4.6)
kW P Pv 49,107max max
(4.7)
În literatura de specialitate se preferă pentru evaluarea analitică a caracteristicii exterioare
polinomul incomplet de gradul 3 de forma:
3 2
max )(
P P P nn
nn
nnP nP
(4.8)
ai cărui coeficienți sunt de forma:
2222
)1 (1)1 ()1 ( 2)1 ()1 2(
eaea eee a c
ccccccc c c
(4.9)
În urma calculelor, am obținut:
32,028,004,1
(4.10)
Pentru calcularea momentului motor și a consumului specific se vor utiliza relațiile care
urmează :
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
28
pa
ncPeM30 (4.11)
2
8.0 2.1
p pep enn
nnc c
(4.12)
epc
– se adopta din literatura de specialitate.
Adopt c ep=280 [g/kWh]
Tabelul 4.3. Caracteristica exterioară
n [rpm] P [kW] M [Nm] ce [g/kWh] Observatii
800 23,26 277,70 288,96 turatia de mers in gol
900 26,26 278,61 284,34
1000 29,26 279,43 280,00
1100 32,27 280,14 275,94
1200 35,28 280,74 272,16
1300 38,29 281,25 268,66
1400 41,29 281,66 265,44
1500 44,29 281,96 262,50
1600 47,28 282,16 259,84
1700 50,25 282,26 257,46
1750 51,73 282,28 256,38 turatia de moment maxim
1800 53,21 282,26 255,36
1900 56,14 282,16 253,54
2000 59,05 281,96 252,00
2100 61,94 281,66 250,74
2200 64,80 281,25 249,76
2300 67,62 280,74 249,06
2400 70,41 280,14 248,64
2500 73,15 279,43 248,50 turatia de consum minim
2600 75,86 278,61 248,64
2700 78,52 277,70 249,06
2800 81,13 276,69 249,76
2900 83,69 275,57 250,74
3000 86,19 274,36 252,00
3100 88,64 273,04 253,54
3200 91,02 271,62 255,36
3300 93,34 270,10 257,46
3400 95,59 268,48 259,84
3500 97,77 266,75 262,50
3600 99,88 264,93 265,44
3700 101,90 263,00 268,66
3800 103,85 260,97 272,16
3900 105,71 258,85 275,94
4000 107,49 256,62 280,00 turatia de putere maxima
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
29
Fig.4.2. Caracteristica exterioară
240250260270280290300
050100150200250300
0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500
ce [g/kWh]P [kW]
M [Nm]
n [rot/min]Caracteristica exterioara a motorului
P [kW] M [Nm] ce [g/kWh]
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
30
B. CALCULUL MOTORULUI CU ARDERE INTERNĂ
Motoarele folosite la automobile sunt, în majoritatea cazurilor, motoare cu ardere internă cu
piston.
Fig 5.1. Schema de principiu a unui motor cu ardere interna monocilindric in patru timpi
5. ADOPTAREA PARAMETRILOR PRINCIPALI AI MOTORULUI ȘI
DETERMINAREA CARACTERISTICILOR CONSTRUCTIVE
5.1. STUDIUL SOLUȚIILOR SIMILARE DE MOTOARE
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
31
Tab.5.1. Soluții constructive de motoare. Parametrii constructivi și geom etrici.Performanțe Marci si modele
Numar cilindri
Alezaj
[mm]
Cursa
[mm]
Raport de
comprimare
nP
[rpm]
Putere maxima
[kW]
nM
[rpm]
Cuplu maxim
[N*m]
Cilindreea unitara
[cm3]
Cilindreea totala
[cm3]
Puterea litrica
[kW/l]
Puterea raportata
la aria pistonului
[kW/dm2]
Momentul litric
[Nm/l]
Duster 4 76 80,5 15,7 4000 80 1750 260 365,2 1461 54,76 44,09 178,0
Hyundai
Tucson 4 83 92 16 4000 103 1800 305 497,7 1991 51,73 47,59 153,2
LAND
ROVER
FreeLander 2
Td4 HSE
2006 4 85 96 16,5 4000 118 2000 400 544,7 2179 54,15 51,99 183,6
NISSAN
Qashqai 2,0
dCi 4WD 4 84 90 16 4000 110 2000 320 498,5 1994 55,17 49,62 160,5
RANGE
ROVER
Evoque Coupe
TD4 4 85 96 15,8 4000 110 1750 400 544,7 2179 50,48 48,46 183,6
SKODA Yeti
4×4 2,0 TDI
140 4 81 95,5 16,5 4200 103 1750 320 492 1968 52,34 49,97 162,6
SUZUKI
Grand Vitara
1,9 DDiS 4 80 93 17 3750 95 2000 300 467,5 1870 50,80 47,25 160,4
NISSAN
Qashqai 1,5
dCi 2WD 4 76 80,5 15,3 4000 78 2000 240 365,2 1461 53,39 42,99 164,3
KIA
SORENTO III 4 85,4 96 16 3800 147 1800 450 549,7 2199 66,85 64,16 204,6
HYUNDAI
SANTA FE 4 85,4 96 16 3800 147 1800 440 549,7 2199 66,85 64,16 200,1
RENAULT
KADJAR 4 80 79,5 16 4000 96 1750 320 399,5 1598 60,08 47,75 200,3
CHEVROLET
TRAX 1.7 D
(130 HP) 4 79 86 16,5 4000 96 2000 300 421,5 1686 56,94 48,96 177,9
JAGUAR F –
PACE 2.0
(163 HP) 4 83 92,4 15,5 4000 120 1750 380 499,7 1999 60,03 55,45 190,1
RENAULT
KOLEOS II
1.6 dCi (130
Hp) 4 80 79,5 15,4 4000 96 1750 320 399,5 1598 60,08 47,75 200,3
JEEP
CHEROKEE
2.0 (140 HP) 4 83 90,4 16,5 3750 103 1500 350 489 1956 52,66 47,59 178,9
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
32
Automobil
proiectat 4 77,5 90,0 16,0 4000 107,5 1750 282,3 424,3 1697 63,3 57,0 166,3
5.2. MĂRIMI ȘI INDICI CARACTERISTICI AI MOTORULUI
În figura 5.2 este prezentată puterea litrica P litrică[kW/l]. Prin intermediul acestui parametru
se pot compara performanțele dezvoltate de motoare cu cilindree diferită.
Fig 5.2. Puterea litrică
În figura 5.3 este prezentat momentul litric M litric [Nm/l] .
0,0010,0020,0030,0040,0050,0060,0070,0080,00Puterea litrica
[kW/l]
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
33
Fig 5.3. Momentul litric
În figura 5.4 este prezentată Praportată la aria pistonului [kW/dm2].
Fig 5.4. Puterea raportă la aria pistonului
În figura 5.5 este prezentată presiunea medie efectivă [M Pa]. Valoarea medie este de 1,72
MPa, iar pentru motorul meu adopt pme=1, 9 MPa.
0,050,0100,0150,0200,0250,0Momentul litric
[Nm/l]
0,0010,0020,0030,0040,0050,0060,0070,00Puterea raportata la aria pistonului
[kW/dm2]
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
34
Fig 5.5. Presiunea medie efectivă
Prin viteza medie a pistonului se apreciază rapiditatea motoarelor și constituie un criteriu
de apreciere a uzurii acestora:
motoare lente: w p= 4…6,5 m/s;
motoare semirapide: w p = 6,5…9,5 m/s;
motoare rapide: w p > 9,5 m/s.
Adopt w p=12 m/s.
Duster
Hyundai TucsonLAND ROVER
FreeLander 2 Td4
HSE 2006NISSAN Qashqai 2,0
dCi 4WD
RANGE ROVER
Evoque Coupe TD4SKODA Yeti 4×4 2,0
TDI 140SUZUKI Grand Vitara
1,9 DDiSNISSAN Qashqai 1,5
dCi 2WDKIA SORENTO IIIHYUNDAI SANTA FE
RENAULT KADJAR
CHEVROLET TRAX
1.7 D (130 HP)JAGUAR F -PACE 2.0
(163 HP)RENAULT KOLEOS II
1.6 dCi (130 Hp)
JEEP CHEROKEE 2.0
(140 HP)Automobil proiectat
1,001,101,201,301,401,501,601,701,801,902,002,102,20
012345678910111213141516pme [bar]Variatia presiunii medii efective
Media
pme
pme1-Duster
2-Hyundai Tacson
3-Land Rover
4-Nissan Qashqai
5-Range Rover Evoque
Coupe
6-Skoda Yeti
7-Suzuki Grand Vitara
8-Nissan Qashqai 1.5 dCi
9-Kia SORENTO III
10-Hyundai SANTA FE
11-Renault Kadjar
12-Chevrolet Trax
13-Jaguar F -Pace
14-Renault Koleos
15-Jeep Cherokee
16 -Motor proiectat
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
35
Fig 5.6. Viteza medie a pistonului
5.3. SOLUȚIA ADOPTATĂ
Pentru determinarea caracteristicilor constructive ale motorului, am apelat la studiul
solutiilor similare.
Fiind cunoscută puterea necesară atingerii vitezei maxime (calculată analitic in cap.4),
putem utiliza formula 5.1. pentru determinarea cilindreei unitare. Singura necunoscută este valoarea
de presiune medie efectivă, pe aceasta am adoptat -o anterior ca fiind 1,76 MPa, conform studiului
siminar al motoarelor.
Cursa pistonului S (mm) este spațiul parcurs de către piston între cele două puncte moarte .
Alezajul D (mm) este diametrul interior al cilindrului.
Cilindreea unitară este volumul "măturat" de piston, în mișcarea sa, între cele două puncte si
se calculeaza cu relatia:
] [3003cmpmeiNPeVS
(5.1)
33,4249,14 400049,1074 300cm VS
(5.2) DusterHyundai TucsonLAND ROVER
FreeLander 2 Td4
HSE 2006
NISSAN Qashqai 2,0
dCi 4WDRANGE ROVER
Evoque Coupe TD4SKODA Yeti 4×4 2,0
TDI 140
SUZUKI Grand Vitara
1,9 DDiS
NISSAN Qashqai 1,5
dCi 2WDKIA SORENTO IIIHYUNDAI SANTA FE
RENAULT KADJARCHEVROLET TRAX
1.7 D (130 HP)JAGUAR F -PACE 2.0
(163 HP)
RENAULT KOLEOS II
1.6 dCi (130 Hp)JEEP CHEROKEE 2.0
(140 HP)Automobil proiectat
9101112131415
012345678910111213141516Wp [m/s]Variatia vitezei medii a pistonului
Wp
mediu
Wp1-Duster
2-Hyundai Tacson
3-Land Rover
4-Nissan Qashqai
5-Range Rover Evoque
Coupe
6-Skoda Yeti
7-Suzuki Grand Vitara
8-Nissan Qashqai 1.5 dCi
9-Kia SORENTO III
10-Hyundai SANTA FE
11-Renault Kadjar
12-Chevrolet Trax
13-Jaguar F -Pace
14-Renault Koleos
15-Jeep Cherokee
16 -Motor proiectat
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
36
Cilindreea totala (capacitatea cilindrica) sau litrajul V, reprezinta suma cilindreelor
cilindrilor motorului.
] [3cmiVVs t
(5.3)
unde:
i=3 este numarul cilindrilor motorului.
3169743,424 cm Vt (5.4)
Viteza medie a pistonului w p este acea viteză, convențional considerată constantă, cu care
pistonul ar par curge două curse succesive , în intervalul de timp în care arborele cotit efectuează o
rotație completă.
]/[30smnSwp
p
(5.5)
unde :
np =4000 rot/min – turația de putere maximă
Adopt: wp=12 m/s
mmnwS
pp9030
(5.6)
mmSVDS48,7790103,4244 10 43 3
(5.7)
Raza manivelei
mmSr 45290
2
(5.8)
Volumul camerei de ardere (V k) reprezinta volumul minim ocupat de fluid in motor, cand
pistonul de gaseste la PMS.
329,281163,424
1cmVVS
K (5.9)
Volumul cilindrului (V a) reprezinta columul maxim ocupat de fluid in motor, cand pistonul
se gaseste la PMI .
3452,6 29,283,424 cm V V VK S a
(5.10)
Raportul dintre cursa si alezaj :
16,148,7790DS
D
(5.11)
In functie de valoarea raportului , se deosebesc:
a. motoare patrate
1D ,
b. motoare subpatrate
1D ,
c. motoare suprapatrare
1D
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
37
Raportul de comprimare este definit ca raportul dintre volumul maxim ocupat de gaze V a și
volumul camerei de ardere V k :
16 1
KS
VV
(5.12)
Numarul de cicluri (Nc) reprezinta numarul grupajelor de procese (A, C, D, E) care se repet
periodic in cilindrii unui motor, in unitatea de timp. Se exprima in: [ciclu/s], [ciclu/min], [ciclu/h].
sciclu nNp
c 33,3344000 120 120
(5.13)
Timpul pe ciclu (t c) reprezinta timpul masurat in secunde, minute sau ore in care se
desfasoara un ciclu:
ciclus
ntc 03,04000430 30
(5.14)
Raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei (Λ) este un parametru constructiv foarte
impo rtant al motorului, cu influență mare î n cinematica ș i dinamica mecanismu lui motor. Este
definit de relaț ia:
lr (5.15)
Pentru motoarele de au tomobile acest raport ia valori:
a.
8,3/1…0,3/1 -autoturisme, biele scurte.
b.
2,4/1…8,3/1 -autocamioane, biele lungi.
Se adoptă:
3,31
Fiind cunoscută cursa pistonului, folosim relația u rmătoare pentru determinarea lungimii bielei:
mmrl 5,148
3,3145 (5.16)
Conform studiului efectuat adopt un motor cu urm ătoarele caracteristici:
injecție directă
agregat de supra alimentare
4 supape pe cilindru
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
38
6. CALCULUL TERMIC
6.1. CALCULUL PROCESULUI DE ADMISIE
Procesul de admisie, la un motor cu ardere internă, presupune introducerea în cilindru a unei
cantități de aer și a unei doze de combustibil, în proporții adecvate regimului de funcționare al
motorului, care vor forma amestecul proaspăt. La acestea se va adăuga și o parte din gazele arse
rămase din ciclul anterior, numite generic gaze reziduale.
Performanțele dinamice ale motorului sunt direct proporționale cu gradul de curățire a
cilindrului de gazele arse, precum și cu cantitatea de încărcătură proaspăt ă (aer+combustibil)
introdusă în cilindri. Încărcătura proaspătă suferă apoi o serie de transformări în urma cărora are loc
transformarea energiei chimice a combustibilului în căldură și apoi în lucru mecanic.
La moto rul cu ardere internă proiectat aerul se introduce în cilindru prin admisie forțată .
Aerul este precomprimatîntr -un compresor, înainte de a fi introdus în cilindru pe timpul cursei de
admisie. Înainte de intrarea în galeria de admisie este dispus un răcitor – R (INTERCOOLER) care
are rolul de a răci aerul încălzit ca efect al comprimării acestuia în compresor.
Fig.6.1 . Desen proces admisie
Parametrii caracteristici ai procesului de admisie
Pentru determinarea parametrilor principali ai procesului de admisie este necesar ca în
prealabil s a se calculeze sau să se adopte o serie mărimi după cum urmează.
Presiunea mediului ambiant
p0= 0,1 MPa (6.1)
Temperatura inițială
T0 = 293 K (6.2)
Densitatea aerului ambiant
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
39
36
00
0 / 19,129368,287101,0mkgTRp (6.3)
Presiunea de supraalimentare p s
Presiunea fluidului proaspăt la ieșirea din compresor sau suflanta de supraalimentare este data de
gradul de comprimare al compresorului. Adopt: π c=2, iar p s devine:
MPa p p pc s 18,01,08,10 1
(6.4)
K pTT T nn
s 347 18,015,2934,114,11
1 0 1
(6.5)
unde:
n=1,4 – exponentul politropic al compresorului
36
/ 81,134768,2871018,0mkgTRp
ss
s
(6.6)
Răcitorul aerului de supraalimentare (RAS) are următoarele proprietăți:
• căderea de temperatură: ΔT RAS=40 K
• căderea de presiune : ΔP RAS=0,00 2 MPa
Rezultă :
K T T TRAS 307 40 3471 2
(6.7)
MPa p p pRAS 178,0 002,0 18,01 2
(6.8)
36
22
2 / 02,230768,28710 178,0mkgTRp
(6.9)
Gradul de încălzire al fluidului proaspăt, notat θ, ține cont că acesta se încălzește de la pereți
în timpul procesului de admisie, ceea ce determină micșorarea densității lui.Atât la MAS, cât și la
MAC se recomandă: θ =1,06…1,15. Adopt θ =1,0 8.
Exponentul adiabatic al fluidului pr oaspăt, notat ka.
Se adoptă: k a = 1,4.
Viteza sunetului în fluidul proaspăt, notată a fp. Se adoptă a fp=330 m/s.
Coeficientul mediu de debit al orificiului SA, µ sa, se determină pe cale experimentală, în
regim staționar de curgere . Se adoptă:
.65,0sa
Coeficientul de postumplere, notat φ pu , ia în considerare faptul că în cilindru mai pătrunde
încărcătură proaspătă după PMI până la închiderea supapei de admisie, datorită inerției coloanei de
gaze proaspete. Acest coeficient este cu atât mai mare cu cât turația de ca lcul a motorului este mai
mare. Adopt φ pu =0,11 .
Secțiunea litrică a supapei de admisie, notată sl SA, reprezintă raportul dintre aria medie de
curgere a gazelor proaspete, oferită de SA și cilindreea u nitară, Vs. Creșterea ei duce la creșterea
coeficientului de umplere și la scăderea vitezei de curgere a gazelor pe sub SA. sl SA este cu atât mai
mare cu cât motorul are mai multe supape pe cilindru; Se poate adopta pentru ambele tipuri de
motoare SLSA = (5…15) cm2/l. Adopt: SLSA = 0,001 m2/l.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
40
Unghi -secțiune a SA, notat us SA, reprezintă produsul dintre aria medie oferită de supapa de
admisie și durata de deschidere a acesteia; se adoptă, pentru ambele tipuri de motoare: US SA =
(500…3000) cm2•°RAS. Se adopt ă: . US SA =0,2 m2•°RAS.
Coeficientul global de rezistență al traseului de admisie, notat ξa , crește o dată cu creșterea
vitezei medii a pistonului, ceea ce arată că el este mai mare la MAS decât la MAC.
Adopt ξa=4 .
Coeficientul gazelor reziduale
r.Se adoptă:
03,0r.
Presiunea medie a gazelor în cursa de evacuare: p g. Se adoptă p g=0,13 7 MPa.
Densitatea teoretică a fluidului proaspăt. În cazul MAC -ului densitatea fluidului proaspăt
este aceeași cu cea a aerului deoarece fluidul admis este aer, combustibil ul este injectat direct în
cilindru .
Densitatea acestui amestec se determină cu relația :
3/mkgaer fp
(6.11 )
Randamentul de umplere. Pe baza mărimilor impuse, adoptate și calculate anterior se poate
determina coeficientul de umplere al cilindrului, prin rezolvarea ecuației următoare. Cum aceasta
este o ecuație transcendentă, ea nu poate fi rezolvată pe cale analitică, ci numai pe cale grafică sau
prin încercări.
12
3
2
2 071 108,111 1
18011 10511
aa
kk
a SA fpPv
a a
vp
a rafp ag pu a v
slSA ank k
wdpresp k pres
(6.19 )
Ecuația poate fi considerată ca fiind formată din 2 membri și anume : membrul stâng (ST),
situat în partea stângă a semnului egal, și un membru drept (DR). Rezolvarea constă în a găsi, prin
încercări, valoarea coeficientului de umplere η v pentru care ST=DR până la cel puțin a doua
zecimală. Încercările se fac pentru diferiți coeficienți de umplere cuprinși în intervalul η v = 0,70 …
0,92. Soluția ecuației este acea valoare a lui η v pentru care ST = DR, deci unde diferența dintre cei
doi membrii ai ecuației este zero.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
41
Fig.6.2 . Randamentul umplerii
Rezultă din figura 6.2. că η v =0,894.
Presiunea gazelor proaspete la sfârșitul admisiei
MPakp k pp
ag pu a v
a 1522,01 1112
(6.20 )
Temperatura gazelor proaspete la sfârșitul admisiei
Kpp k
ppk T T
va a
vg
pu a
r pua 3401
1112 22
(6.22 )
Densitatea fluidului la sfârșitul admisiei
36
/ 5562,134068,28710 1522,0mkgTRp
aa
a
(6.23 )
6.2. CALCULUL PROCESULUI DE COMPRIMARE
Procesul de comprimare indeplineste următoarele funcții:
sporește randamentul termic al motoarelor; -0,100,000,100,200,300,400,50
0,885 0,890 0,895 0,900 0,905 0,910 0,915Membrul stang -Membrul drept
ηvRandamentul umplerii
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
42
generează mișcări ordonate ale fluidului motor în camera de ardere, fapt de prima
importanță pentru realizarea turariilor ridicate.
Calculul procesului de comprimare are ca scop determinarea stării momentane a fluidului
motor din cilindru (presiunea din cilindru P, temperatura T, volumul V) și cu deosebire a stării
amestecului inițial în momentul declanșării scânteiei sau injecției, în momentul declanșării arderii
rapide , sau la finele cursei de comprimare. Aceleași mărimi pot fi calculate și în momentul
închiderii SA.
Alegerea pa rametrilor de calcul
Exponentul polit ropic al comprimării. .
Se adoptă : m c=1,31 .
Avansul la declanșarea scânteii electrice .
Se adoptă β i=25°RAC.
Unghiul de intarziere la ISA .
Se adoptă β isa= 50 °RAC.
Unghiul corespunzător punctului d:
Se adoptă α d=350°RAC.
Pentru calculul volumului ocupat de gaze in toate punctele caracteristice, mentionate
anterior, este insa necesara cunoasterea pozitiei pistonului, corespunzatoare acsestor puncte.
Ea se determină cu relaț ia:
)2cos1(4) cos1( r xp
(6.24 )
unde:
r – raza manivelei,
Λ- raportul dintre raza manivelei si lungimea bielei;
α – unghiul de rotatie al manivelei.
Deplasarea x p se masoara fata de PMI.
Volumul gazelor într -un moment oarecare x, din timpul procesului de comprimare, se
determină cu rela ția:
px x xDVc V42
(6.25 )
Cunoscând că procesul de comprimare decurge politropic, cu exponentul m c=1,34, rezultă ca
presiunea și temperatura gazelor într -un punct oarecare x, sunt date de relațiile:
cm
xa
a xVVp p
(6.26 )
1
cm
xa
a xVVTT
(6.27 )
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
43
La α a’=180+β ISA =180+50= 23 0° RAC se închide supapa de admisie, urmând ca la α c’=360 –
βs =360 -25=335 ° RAC să se dea scânteia. Arderea rapidă va începe la α d=350° RAC, iar sfârșitul
cursei de comprimare este la α c’’=360° RA C.
Poziția pistonului la î nchiderea supapei de admisie, punctul a':
mm xp 74 )2302cos(143030,0230cos1 45
(6.28 )
Poziția pistonului la declanș area sc ânteii, punctul c':
mm xp 24,4 )3352cos(143030,0335cos1 45
(6.29 )
Poziția pistonului la începutul arderii rapide , punctul d:
mm xp 69,0 )3502cos(143030,0350cos1 45
(6.30 )
Pozitia pistonului la sfârșitul cursei de comprimare, punctul c":
mm xp 0 )3602cos(143030,0360cos1 45
(6.31 )
Calculul duratei procesului de comprimare
Întinderea unghiulară a procesului de comprimare este:
RACa c c 105 230 335` `
(6.32 )
Timpul de comprimare este:
ms sntc
c 38,4 00438,040006105
6
(6.33 )
Întinderea liniară a procesului de comprimare este:
mm xp 79,56 ))1052cos(1(4303,0105cos1 45
(6.34 )
Procentul din cursa pistonului corespunzător desfășurării este:
%9,36 1009079,5690100 SxSpp
c
(6.35 )
Tab.6.1 . Parametrii procesului de comprimare
a
[°RAC] Xp
[mm] Vx
[cm3] px
[MPa] Tx [K]
180 90,00 452,59 0,1522 340,0733
185 89,83 451,79 0,1526 340,2603
190 89,32 449,39 0,1537 340,8225
195 88,48 445,41 0,1555 341,7636
200 87,30 439,88 0,1580 343,0897
205 85,81 432,84 0,1614 344,8096
210 84,01 424,35 0,1657 346,9348
215 81,91 414,46 0,1709 349,4798
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
44
220 79,53 403,25 0,1771 352,4622
225 76,90 390,81 0,1845 355,9032
230 74,01 377,23 0,1933 359,8276
235 70,91 362,61 0,2035 364,2649
240 67,61 347,05 0,2156 369,2491
245 64,14 330,69 0,2297 374,82
250 60,52 313,63 0,2462 381,0236
255 56,79 296,02 0,2655 387,913
260 52,96 277,97 0,2883 395,5498
265 49,07 259,64 0,3153 404,0053
270 45,15 241,15 0,3473 413,3619
275 41,23 222,66 0,3856 423,7149
280 37,33 204,29 0,4316 435,1745
285 33,49 186,20 0,4874 447,8682
290 29,74 168,51 0,5554 461,9424
295 26,11 151,37 0,6393 477,5647
300 22,61 134,90 0,7434 494,9245
305 19,29 119,23 0,8739 514,2314
310 16,16 104,49 1,0388 535,7089
315 13,26 90,78 1,2489 559,579
320 10,59 78,22 1,5181 586,0293
325 8,19 66,89 1,8634 615,1499
330 6,07 56,89 2,3038 646,8204
335 4,24 48,29 2,8553 680,5207
340 2,73 41,16 3,5196 715,0529
345 1,54 35,56 4,2629 748,2198
350 0,69 31,53 4,9907 776,6589
355 0,17 29,10 5,5441 796,2254
360 0,00 28,29 5,7537 803,2481
6.3. CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE
Calculul procesului de ardere urmărește să precizeze legea de variație a presiunii p(α) în
perioada degajării căldurii de reacție, în vederea:
determinării presiunii maxime din cilindru care definește solicitarea mecanică a organelor;
precizării temperaturii fluidului motor care definește încovoierea termică a organelor în
contact cu gazele fiebinți.
Modelul de ardere propus aici, care se poate aplica atât l a MAS cât și la MAC consideră că
arderea se declanșează cu un avans față de PMS, în punctul d și se dezvoltă în faza arderii rapide
după evoluțiile politrope d -c (c-punctul de pe ciclu situat în PMS) și c -y (y-punctul în care
P=Pmax); în faza arderii moder ate sau finale arderea continuă după izobară y -y’ și după izoterma
y’-t. Se admite în plus variația căldurilor specifice cu temperatura după relațiile:
căldura specifică medie la V=ct, pentru amestecul inițial C vai;
căldura specifică medie la V=ct pentru g aze arse C vga.
De asemenea, se admite variația compoziției chimice a fluidului motor și pierderea de căldură prin
pereți.
Adoptarea combustibilului utilizat și a parametrilor de calcul.
Combustibilul utilizat pentru ardere în motorul de proiectat este benzina .
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
45
1. Parametrii de calcul
Coeficientul de exces de aer.
Se adoptă λ=0.9.
Coeficientul gazelor reziduale.
A rezultat din calculul procesului de admisie,
03,0r
Unghiul în punctul d eclanșării arderii:
RACd350
Temperatura gazelor în punctul d:
K Td 66,776
Presiunea gazelor în punctul d :
MPa pd 99,4
Coeficientul căldurii utile
u .
Se adoptă
9,0u
Viteza medie de creștere a presiunii .
Se adopt ă
RACMPaP52,0
2. Calculul oxigenului și aerului minim necesar arderii complete
Calculul oxigenului minim necesar arderii complete.
combkgkmolO ohcO2
min2 107,032004,0
4142,0
12854,0
324 12
(6.36 )
combkgkgOohc O2 *
min2 41,3 004,0 142,08 854,038838
(6.37 )
unde:
combkgkgCC 854,0
combkgkgHH2142,0
combkgkgOO2004,0
(6.38 )
Calculul cantității de aer minim necesar arderii complete.
324 1221,01
minohcL
(6.39 )
combkgaer kmol
L 51,032004,0
4142,0
12854,0
21,01
min
(6.40 )
Mao hcL
324 1221,01*
min
(6.41 )
combkgaerkg
L 66,149,2832004,0
4142,0
12854,0
21,01*
min
(6.42 )
3. Calculul mărimilor și indicilor caracteristici ai procesului de ardere
Numărul de kmoli de substanță pentru 1kg combustibil.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
46
combkgkmol
Mcc 0088,01141 1 (6.43 )
Cantitatea reală de aer necesară arderii unui kg de combustibil.
combKgaer kmolL L 46,051,09,0min
(6.44 )
Numărul de kmoli de substanță in ițiali care participă la reacția chimică.
kgcomkmolLc i 47,0min
(6.45 )
Numărul de kmoli de amestec inițial.
kgcomb kmolr i r i ai / 5,0)08,01(47,0) 1(
(6.46 )
Calculul coeficientului chimic de variație molară.
ccLohL
minmin324)1 76,3(21,0
(6.47 )
08,10088,0 51,09,032004,0
4142,051,0)19.076,3(21,0
c (6.48 )
Variația molară.
combkgkmol
c i 038,0)108,1(47,01 (6.49 )
Numărul de kmoli de gaze arse.
kgcombkmol
r c i ga 54,0) (
(6.50 )
Coeficientul total de variație molară.
074,147,054,0
aiga
t
(6.51 )
Puterea calorică uniformă a combustibilului.
kgKJ Qi / 43524 (6.52)
Căldura degajată ca urmare a arderii incomplete.
kgkJL Q Qi in 37436 ) 1( 120000min
(6.53 )
Puterea calorică a amestecului de aer -combustibil.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
47
kgkJ
LQQxi
iam 9, 306566,149,0143524
1 min
(6.54 )
Căldura disipată care se transformă în lucru mecanic și energie internă.
kgkJQ Qin u u 33692 374369,0
(6.55 )
Întârzierea arderii.
RACc d d 10 340 350 |
(6.56 )
Durata întârzierii la aprindere.
msnd
d 28,05800610
6
(6.57 )
4. Calculul compoziției și parametrilor caracteristici ai proceselor de ardere.
Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul c.
Unghiul corespunzător punctului c:
RACc360
Presiunea gazelor în punctul c.
MPa pp p p
cd d c
65,6) 360(.
(6.58 )
Volumul gazelor în punctul c.
37,35cm Vc
(6.59 )
Raportul de volum în timpul arderii.
324,1) 360( 10)1( 12 4
d d a
(6.60)
Exponentul politropic.
78,2324,1lg05,365,6lg
lglg
ddc
dcPP
m
(6.61)
Temperatura în punctul c.
K TTdcm
dd c 1182 324,19,717178,2 1
(6.62)
Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul y.
Unghiul corespunzător punctului y.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
48
RACy375 (6.63)
Presiunea gazelor în punctul y.
MPa P P Py c y 35,9 360
(6.64)
Volumul gazelor în punctul y.y’
32
81,42 2cos14cos14cm rDV Vy y k y
(6.65)
Raportul volumului în timpul arderii.
182,1) 360( 10)1( 12 4
y y a
(6.66)
Exponentul politropic.
04.2182,1lg65,635,9lg
lglg
ycy
cyPP
m
(6.67)
Temperatura în punctul y.
KppT T
ty
cy
c y 1829074,1182,1
65,6)360 375(18,01 1182 ])360 (1[.
(6.68)
Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul z.
Unghiul corespunzător punctului z.
RACz385
(6.69)
Volumul gazelor în punctul z.
3
' '2
03,55 2cos14cos14cm rDV Vy y k z
(6.70)
Presiunea gazelor în punctul z se consideră izobară pe segmentul y -z
MPa p py z 35,9
(6.71)
Temperatura în punctul z
KC CC
cQTT
a cx
d w py z i
y z 1888) () (
(6.72)
Parametrii caracteristici ai pr ocesului de ardere în punctul w
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
49
Unghiul corespunzător punctului w
RACw390
(6.73)
Volumul gazelor în punctul w.
32
2,63 2cos14cos14cm rDV Vw w C w
(6.74)
Presiune a corespunzătoare punctului w .
MPaVVp P
wz
z w 14,82,6303,5535,9
(6.75)
Temperatura in punctul w
K T Tz w 1888
(6.76)
6.4. CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE
Procesul de destindere reprezintă partea din ciclul motor în care se produce fracțiunea
principală din lucrul mecanic disponibil.
Intervalul de timp în care se desfășoară destinderea este cuprinsă între momentul încetării arderii
(punctul t din ciclu) și deschiderii supapei de evacuare (p unctul dSE); în ciclul teoretic destinderea
se prelungește până la PMI).
Alegerea parametrilor de calcul.
Exponentul politropic al destinderii.
38,1…28,1dm
. Se adoptă
33,1dm
Avansul la deschiderea supapei de evacuare.
RACDSE 80…40
. Se adoptă
RACDSE60 .
Unghiul corespunzător punctului w.
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume:
RACw390 .
Presiunea gazelor în punctul w.
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume:
MPa Pw 14,8
Volumul gazelor în punctul w.
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume:
32,63 cm Vw
Temperatura gazelor în punctul w.
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume:
K Tw1888
Exponentul po litropic al comprimării.
L-am adoptat la calculul procesului de comprimare și anume
34,1Cm .
Presiunea medie în cursa de evacuare.
L-am adoptat la calculul procesului de admisie și anume
MPa Pg 13,0
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
50
Presiunea la sfârșitul admisiei.
A rezultat din calculul procesului de admisie și anume
MPa Pa 1562,0 .
Temperatura la sfârșitul admisiei.
A rezultat din calculul procesului de admisie și anume
K Ta 7,337 .
Determinarea mă rimilor de stare în punctele caracte ristice ale cursei de destindere.
Calculul mărimilor de stare în momentul deschiderii supapei de evacuare , punctul u' :
Unghiul
DSE corespunzător deschideri supapei de evacuare.
RACDSE DSE 480 60 540 540
(6.77)
Volumul gazelor în momentul deschiderii supapei de evacuare.
32
72,294 ))) 2cos1(4) cos1(((4cm rDV VDSE DSE C DSE
(6.78)
Presiunea gazelor în momentul deschiderii supapei de evacuare.
MPaVVP P
DSEw
w DSE 05,1) (
(6.79)
Temperatura gazelor in momentul deschiderii supapei de evacuare:
KVVT Tdm
DSEw
w DSE 11361
(6.80)
Calculul mărimilor de stare în punctul u :
Se face asemănător cu punctul u’ , având în vedere condiția:
RACu540.
Volumul gazelor la sfârșitul cursei de destindere este:
341,357 cm Vu
Presiunea gazelor în punctul u este:
MPa Pu 8127,0
Temperatura gazelor în punctul u este :
K Tu1066
Tab.6.2 . Parametrii procesului de destindere
α
[°RAC] Xp
[mm] Vx
[cm3] px
[MPa] Tx
[K]
390 6,42 63,20 8,1419 1888 w
400 11,09 83,14 5,6539 1724
410 16,68 107,07 4,0387 1586
420 22,96 133,89 2,9999 1474
430 29,63 162,44 2,3198 1382
440 36,45 191,57 1,8628 1309
450 43,15 220,22 1,5477 1250
460 49,51 247,43 1,3255 1203
470 55,37 272,46 1,1661 1166
480 60,58 294,72 1,0504 1136 u'
490 65,04 313,83 0,9662 1112
500 68,72 329,55 0,9054 1095
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
51
510 71,58 341,77 0,8626 1082
520 73,62 350,48 0,8342 1073
530 74,83 355,68 0,8180 1067
540 75,24 357,41 0,8127 1066 u
Calculul mă rimilor de stare în punctul u*
Deoarece supapa de evacuare se deschide cu un avans față de PMS scăderea presiunii în
cilindru are loc mai rapid decât în cazul unei destinderi politrope u’ – u cu D.S.E. în PMS (ciclul
teoretic) . De aceea , după D.S.E. presiunea scade după evoluția u’ – u*. Evident că V u*=V u=V a ; cu
suficientă aproximație se poate considera că :
MPaPPPu a
u4845,028127,0 1562,0
2*
(6.81)
KppT T
au
a u7, 10471562,04845,07,337*
*
(6.82)
Calculul duratei procesului de destindere în ˚RAC și secunde
Utilizând relațiile , obținem :
Δαwu = α u – αw = 480 –390=90˚RAC (6.83)
msnwu
wu 58,25800690
6
(6.84)
6.5 TRASAREA DIAGRAMEI INDICATE
Pe baza calculului proceselor care alcătuiesc ciclul motor se construiește diagrama indicată.
Ea servește pentru determinarea indicilor de perfecțiune ai ciclului precum și pentru calculul
solicitărilor mecanice și termice din organele mecanismului motor.
Tab.6.3 . Diagrama indicată
α
[°RAC] Xp
[mm] Vx
[cm3] px
[MPa] Li
[Nm]
0 0 35,7 0,1392
10 0,74 38,9 0,1498 0,46
20 2,92 48,2 0,1542 1,41
30 6,42 63,2 0,1562 2,33
40 11,09 83,1 0,1562 3,11
50 16,68 107,1 0,1562 3,74
60 22,96 133,9 0,1562 4,19
70 29,63 162,4 0,1562 4,46
80 36,45 191,6 0,1562 4,55
90 43,15 220,2 0,1562 4,47
100 49,51 247,4 0,1562 4,25
110 55,37 272,5 0,1562 3,91
120 60,58 294,7 0,1562 3,48
130 65,04 313,8 0,1562 2,98
140 68,72 329,6 0,1562 2,45
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
52
150 71,58 341,8 0,1562 1,91
160 73,62 350,5 0,1562 1,36
170 74,83 355,7 0,1562 0,81
180 75,24 357,4 0,1562 0,27
190 74,83 355,7 0,1572 -0,27
200 73,62 350,5 0,1603 -0,83
210 71,58 341,8 0,1658 -1,42
220 68,72 329,6 0,1741 -2,08
230 65,04 313,8 0,1859 -2,83
240 60,58 294,7 0,2022 -3,71 a'- ISA 250 55,37 272,5 0,2247 -4,75
260 49,51 247,4 0,2556 -6,01
270 43,15 220,2 0,2988 -7,54
280 36,45 191,6 0,3602 -9,44
290 29,63 162,4 0,4492 -11,79
300 22,96 133,9 0,5821 -14,72
310 16,68 107,1 0,7854 -18,34
320 11,09 83,1 1,1023 -22,59 c' 330 6,42 63,2 1,5917 -26,86 d 340 2,92 48,2 2,2880 -29,08
350 0,74 38,9 3,0502 -24,85 c'' 360 0,00 35,7 3,4164 -10,21
370 0,74 38,9 6,1079 15,03 y 375 1,65 42,8 9,3502 30,20
380 2,92 48,2 9,3502 50,50
z 385 4,51 55,0 9,3502 63,83
w 390 6,42 63,2 8,1419 71,42
400 11,09 83,1 5,6539 137,53
410 16,68 107,1 4,0387 115,97
420 22,96 133,9 2,9999 94,40
430 29,63 162,4 2,3198 75,95
440 36,45 191,6 1,8628 60,92
450 43,15 220,2 1,5477 48,84
460 49,51 247,4 1,3255 39,10
470 55,37 272,5 1,1661 31,18 u'-DSE 480 60,58 294,7 1,0504 24,67
EVACUARE
INERȚIALĂ
490 65,04 313,8 0,9662 19,27
500 68,72 329,6 0,8641 14,39
510 71,58 341,8 0,7826 10,06
520 73,62 350,5 0,6643 6,30
530 74,83 355,7 0,5450 3,15
u 540 75,24 357,4 0,4845 0,89
550 74,83 355,7 0,3941 -0,76
EVACUARE
FORȚATĂ 560 73,62 350,5 0,2531 -1,68
570 71,58 341,8 0,1300 -1,67
580 68,72 329,6 0,1300 -1,59
590 65,04 313,8 0,1300 -2,04
600 60,58 294,7 0,1300 -2,48
610 55,37 272,5 0,1300 -2,89
620 49,51 247,4 0,1300 -3,25
630 43,15 220,2 0,1300 -3,54
640 36,45 191,6 0,1300 -3,72
650 29,63 162,4 0,1300 -3,79
660 22,96 133,9 0,1300 -3,71
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
53
670 16,68 107,1 0,1300 -3,49
680 11,09 83,1 0,1300 -3,11
DSA 690 6,42 63,2 0,1317 -2,61
700 2,92 48,2 0,1342 -1,99
710 0,74 38,9 0,1368 -1,26
720 0 35,7 0,1392 -0,44
Fig. 6.5 . Diagrama indicată p -V
I.S.E. – Închidere supapă evacuare
I.S.A – Închidere supapă admisie
c’– Moment declanșare scânteie
d – Moment declanșare ardere
y -z – Puncte corespunzătoare presiunii maxime
w – Sfârșitul arderii
u’-D.S.E. – Deschidere supapă evacuare
D.S.A. – Deschidere supapă admisie
012345678910
0 60 120 180 240 300 360p [MPa]
v[cm3]
Diagrama indicat
ă
admisia comprimarea arderea destinderea evacuarea
y
z
w
d
c'
P.M.I.P.M.S.
u
D.S.A
I.S.E
u'
–
D.S.E
a
'
–
I.S.A
c''
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
54
Fig. 6.6 . Diagrama desfășurată p -α
Fig. 6.7. Bucla inferioară a diagramei indicate
012345678910
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720p [MPa]
α[°RAC]Diagrama indicată desfășurată
admisia comprimarea arderea destinderea evacuarea
y
z
w
c
'
c
''
a'
–
Î.
S
.
A
.
d
u'
–
D
.
S
.
E
.
u
0,100,130,160,190,220,25
0 60 120 180 240 300 360p [MPa]
v[cm3]Bucla inferioară a diagramei indicate
admisia comprimarea evacuarea
D.S.A
I.S.E
a
'
–
I.S.A
u
P.M.I.P.M.S.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
55
6.6.CALCULUL INDICILOR INDICAȚI ȘI EFECTIVI
Calculul indicilor indicați
Lucrul mecanic schimbat de gazele din cilindru cu pistonul , după efectuarea unui ciclu
motor se numește lucru mecanic indicat rezultat al unui ciclu și se notează cu L i . El este
proporțional cu aria buclei superioare a diagramei indicate, cuprinsă între evoluțiile de comprimare
și destindere.
Li=722,39 J
Presiuna medie indicată este de fapt lucrul mecanic indicat dezvoltat de unitatea de
cilindree se mai numește și presiune medie indicată înt rucât pi are unitatea de măsură a presiunii.
MPaVLp
si
i 246,27,32139,722
(6.85)
Randamentul indicat:
4,0 314,8
i va i
ai
iQT
pp
(6.86)
Consumul specific indicat :
h kWg
Qc
i ii 9,192439304,0106,3 106,36 6
(6.87)
Puterea indicată:
CP kWinVpPs i
i 4,142 7,1044303 5800 107,321 246,2
303
(6.88)
Moment indicat:
NmnPiM
Pi 5,17214,3 58007,1041030 10303 3
(6.89)
unde:
pi,po [MPa ] – presiunea medie indicată și presiunea în timpul admisiei;
Vs [cm3]- cilindreea unitară ;
i – numărul de cilindri i ai motorului;
n=n p este turația motorului;
=4 -numărul de timpi.
Calculul indicilor efectivi
Se alege randamentul mecanic al motorului după tipul motorului, MAS: m=0,8.
presiunea medie efectivă:
MPa p pi m e 797,1 246,28,0
(6.90)
randamentul efectiv:
38,0i m e
(6.91)
consumul specific efectiv de combustibil
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
56
h kWg cc
mi
e 1,2418,09,192
(6.92)
puterea efectivă:
CP kW P Pi m e 9,113 8,837,1048,0
(6.93)
moment efectiv:
NmnPeM
Pe 13814,3 58008,83 1030 10303 3
(6.94)
Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului
Se determină puterea litrică, puterea pe cilindru și puterea raportată la aria pistonului:
lkW
VPP
te
L 02,85965108,833
(6.95)
cilkW
iPPe
e 35,2738,83
1
(6.96)
2 2 2197,63
4738,093,27
4* dmkW
DPPe
A
(6.97)
lNm
VMM
te
L 18196510 1383
(6.98)
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
57
7. CALCULUL CINEMATIC
7.1.CINEMATICA PISTONULUI
Deplasarea pistonului
Expresia deplasă rii momentane a pistonului pistonului ( xp) față de P.M.I. este dat ă de rela ția:
)2cos1(4) cos1( r xp
(7.1)
Deplasarea pistonului poate fi considerate ca suma a doua functii armonice astfel:
xp = xpI + xpII (7.2)
unde:
I ordinulde armonica r xpI ) cos1(
II ordinulde armonicarxpII )2cos1(4
Graficul de varia ție a deplasării pistonului se obț ine prin puncte, însumând cele două armonici, iar
alura de variație se redă în figura următoare:
Fig. 7 .1. Variația deplasării pistonului
Viteza pistonului
Expresia vitezei momentane a pistonului este data de rela ția:
)2sin2(sin r wp
(7.3)
unde:
ω-viteza unghiulara a arborelui cotit
Viteza pistonului poate fi considerată ca o suma de două funcț ii armonice:
wp=w pI+w pII (7.4)
unde: 01020304050607080
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360xp[mm]
α°[RAC]Deplasarea pistonului
xpI
xpII
xp
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
58
I ordinulde armonica r wpI sin
II ordinulde armonicarwpII 2sin2
Graficul de variație a vitezei pistonului se obține prin puncte, însumând cele două armonici, iar
alura de variație se redă în figura 7.2 .
Fig. 7.2 . Varia ția vitezei pistonului
Acceleraț ia pistonului
Expresia acceleraț iei momentane a pistonului este dat ă de relaț ia:
)2cos (cos2 r ap
(7.5)
Acceleraț ia pistonului poate fi considerată ca o suma de două funcț ii armonice:
ap=apI+apII (7.6)
unde:
I ordinulde armonica r apI cos2
II ordinulde armonica r apII 2cos2
Graficul de variație a vitezei pistonului se obține prin puncte, însumând cele două armonici, iar
alura de variație se redă în figura 7.3. -30-20-100102030
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360Wp[m/s]α°[RAC]Viteza pistonului
WpI
WpI
I
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
59
Fig. 7.3 . Variatia acceleraț iei pistonului
Tab.7.1 . Cinematica pistonului
α
[°RAC
] Deplasarea pistonului
[mm] Viteza pistonului
[m/s] Accelerația pistonului
[m/s2]
xpI xpII xp WpI WpII Wp apI apII ap
0 0 0 0 0 0 0 13878 4079 17957
10 0,57 0,167 0,74 3,97 0,583 4,55 13667 3833 17500
20 2,27 0,647 2,92 7,81 1,149 8,96 13041 3125 16166
30 5,04 1,382 6,42 11,42 1,679 13,10 12019 2040 14058
40 8,80 2,284 11,09 14,69 2,159 16,85 10631 708 11339
50 13,44 3,245 16,68 17,50 2,572 20,08 8920 -708 8212
60 18,81 4,147 22,96 19,79 2,908 22,70 6939 -2040 4899
70 24,75 4,882 29,63 21,47 3,156 24,63 4746 -3125 1622
80 31,09 5,362 36,45 22,50 3,307 25,81 2410 -3833 -1423
90 37,62 5,529 43,15 22,85 3,358 26,21 0 -4079 -4079
100 44,15 5,362 49,51 22,50 3,307 25,81 -2410 -3833 -6243
110 50,49 4,882 55,37 21,47 3,156 24,63 -4746 -3125 -7871
120 56,43 4,147 60,58 19,79 2,908 22,70 -6939 -2040 -8979
130 61,80 3,245 65,04 17,50 2,572 20,08 -8920 -708 -9629
140 66,44 2,284 68,72 14,69 2,159 16,85 -10631 708 -9923
150 70,20 1,382 71,58 11,42 1,679 13,10 -12019 2040 -9979
160 72,97 0,647 73,62 7,81 1,149 8,96 -13041 3125 -9916
170 74,67 0,167 74,83 3,97 0,583 4,55 -13667 3833 -9834
180 75,24 0,000 75,24 0,00 0,000 0,00 -13878 4079 -9798
190 74,67 0,167 74,83 -3,97 -0,583 -4,55 -13667 3833 -9834
200 72,97 0,647 73,62 -7,81 -1,149 -8,96 -13041 3125 -9916
210 70,20 1,382 71,58 -11,42 -1,679 -13,10 -12019 2040 -9979
220 66,44 2,284 68,72 -14,69 -2,159 -16,85 -10631 708 -9923
230 61,80 3,245 65,04 -17,50 -2,572 -20,08 -8920 -708 -9629
240 56,43 4,147 60,58 -19,79 -2,908 -22,70 -6939 -2040 -8979
250 50,49 4,882 55,37 -21,47 -3,156 -24,63 -4746 -3125 -7871
260 44,15 5,362 49,51 -22,50 -3,307 -25,81 -2410 -3833 -6243 -20000-15000-10000-500005000100001500020000
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360ap[m/s2]
α°[RAC]Accelerația pistonului
apI
apII
ap
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
60
270 37,62 5,529 43,15 -22,85 -3,358 -26,21 0 -4079 -4079
280 31,09 5,362 36,45 -22,50 -3,307 -25,81 2410 -3833 -1423
290 24,75 4,882 29,63 -21,47 -3,156 -24,63 4746 -3125 1622
300 18,81 4,147 22,96 -19,79 -2,908 -22,70 6939 -2040 4899
310 13,44 3,245 16,68 -17,50 -2,572 -20,08 8920 -708 8212
320 8,80 2,284 11,09 -14,69 -2,159 -16,85 10631 708 11339
330 5,04 1,382 6,42 -11,42 -1,679 -13,10 12019 2040 14058
340 2,27 0,647 2,92 -7,81 -1,149 -8,96 13041 3125 16166
350 0,57 0,167 0,74 -3,97 -0,583 -4,55 13667 3833 17500
360 0 0 0 0,00 0,000 0,00 13878 4079 17957
5.3.2.CINEMATICA BIELEI
Cinematica bielei se studiaz ă ținâ nd seama că biela are o mi șcare plan – paralelă complexă.
Mișcarea bielei se va studia î n funcție de unghiul 𝛼 ale cărui valori poziționează biela in mișcare.
Spațiul unghiular al bielei
Expresia spatiului unghiular al bielei este:
) sin arcsin(
(7.7)
Alura de varia ție a curbei
)(f se redă în fig. 7.4 .
Fig. 7.4 . Variația spațiului unghiular al bielei
Viteza unghiulara a bielei
Expresia vitezei miscarii bielei este:
srad
2 2sin 1cos
(7.8)
Alura de variaț ie a curbei ωb=f(α) se redă în fig. 7.5 .
-20-15-10-505101520
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360β [°]
α°[RAC]Spațiul unghiular al bielei
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
61
Fig. 7.5 .Varia ția vitezei unghiulare a bielei
Acceleraț ia unghiulară a bielei
Expresia acceleraț iei unghiulare a bielei este:
2232 22 2
sin 1sin)1 (srad
(7.9)
Alura de variație a curbei ε b=f(α) se redă în fig. 7.6.
Fig. 7.6 .Variația accelerației unghiulare a bielei
-200-150-100-50050100150200
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360ωb [rad/s] α°[RAC]Viteza unghiular ăa bielei
-150000-100000-50000050000100000150000
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360εb [rad/s2]
α°[RAC]Accelera ția unghiular ăa bielei
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
62
Tab.7.2 . Cinematica bielei
α°[RAC] β [°] ωb [rad/s] εb [rad/s2]
0 0 178,53 0
10 2,93 176,05 -17270
20 5,77 168,62 -34404
30 8,45 156,31 -51183
40 10,89 139,27 -67248
50 13,01 117,78 -82051
60 14,75 92,31 -94866
70 16,03 63,53 -104862
80 16,83 32,39 -111249
90 17,09 0,00 -113449
100 16,83 -32,39 -111249
110 16,03 -63,53 -104862
120 14,75 -92,31 -94866
130 13,01 -117,78 -82051
140 10,89 -139,27 -67248
150 8,45 -156,31 -51183
160 5,77 -168,62 -34404
170 2,93 -176,05 -17270
180 0,00 -178,53 0
190 -2,93 -176,05 17270
200 -5,77 -168,62 34404
210 -8,45 -156,31 51183
220 -10,89 -139,27 67248
230 -13,01 -117,78 82051
240 -14,75 -92,31 94866
250 -16,03 -63,53 104862
260 -16,83 -32,39 111249
270 -17,09 0,00 113449
280 -16,83 32,39 111249
290 -16,03 63,53 104862
300 -14,75 92,31 94866
310 -13,01 117,78 82051
320 -10,89 139,27 67248
330 -8,45 156,31 51183
340 -5,77 168,62 34404
350 -2,93 176,05 17270
360 0,00 178,53 0
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
63
8.CALCULUL DINAMIC
În timpul funcționării motorului, în elementele mecanismului motor iau naștere o serie de
eforturi determinate de forțele ce apar în mecanismul motor, eforturi a căror cunoaștere este
necesară pentru efectuarea calculelor de rezistență, pentru calculul variației momentului motor și
dimensionarea volantului, pentru studiul vibrațiilor.
Clasificarea forțelor din mecanismul motor
În mecanismul motor apar patru tipuri de forțe, împărțite în funcție de fenomenul fizic care
le produce:
forțele de presiune (F P) datorate presiunii gazelor ce evoluează în cilindrii motorului;
forțele de inerție (F j, Fr) datorate maselor pieselor în mișcare accelerată de rotație sau de
translație;
forțele de frecare (F f) apărute între piesele afla te în mișcare relativă una față de cealaltă
datorate forțelor ce se transmit între aceste piese;
forțele de greutate (F g) datorate maselor pieselor.
Dintre aceste forțe, cele de frecare și de greutate au valori mici în raport cu celelalte două
categorii. De aceea pentru calcule prezintă importanță doar forțele de presiune și cele de inerție.
Forța de presiune a gazelor
Presiunea exercitată pe suprafața capului pistonului de către gazele care evoluează în
cilindru determină o forță de presiune, a cărei determinare se face cu relația:
FDp p NP cil cart 2
4[]
(8.1)
unde:
D=73,8 mm – alezajul cilindrului;
pcil [Mpa] -presiunea gazelor din cilindru
pcart [Mpa] – presiunea gazelor din carter
(pcart=0,1MPa).
Fig. 8.1 . Forța de presiune a gazelor.
Forța de presiune are o alură de variație în timp proporțională cu cea a presiunii fluidului.
În ceea ce privește direcția acestei forțe ea este întotdeauna paralelă cu direcția axei
cilindrului iar sensul este prezentat în fig 5.1 9: când F P>0 ea este orientată spre axa de rotație a
arborelui cotit, iar când F P<0 este orientată spre chiulasă. Calculul variației forței F P se face prin
puncte.
Forțele de inerție
Masa care execută mișcare de translație accelerată este:
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
64
mj = m gp +m 1 [kg]
unde:
m1- masa bielei aflată în mișcare de translație
mgp= m p +m b +m seg [kg]
mp – masa pistonului
mb – masa bolțului
mseg – masa segmenților.
Fig. 8.2 . Distribuția maselor bielei.
mgp este masa grupului piston compus din piston, bolț și segmenți, masă care se consideră
concentrată în axa bolțului.
Masa pistonului
Se adoptă aluminiu cu densitatea
3/ 2710 mkgp.
Se modelează în aplicația CATIA pistonul de diametru d=73,8 mm și obțin masa pistonului
kg mp 323,0
Fig.8.3 – Determinarea masei pistonului
Masa bolțului
Se adoptă oțel cu densitatea
3/ 7860 mkgOL.
Se modelează în aplicația CATIA un bolț cu următoarele dimensiuni:
deb=20 mm
dib=11,5 mm
lb=44,5 mm
Se obține masa bolțului:
kg mp 071,0
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
65
Fig.8.4 – Determinarea masei bolțului
Masa segmenților se adoptă:
mseg=0,014 kg
Ca urmare masa grupului piston va fi:
mgp= m p +m b +m seg =0,323+0,071+0,014=0,408 kg (8.2)
Masa bielei
Fig.8.5 – Determinarea masei bielei
După ce se modelează biela, se obține masa de m b=0,379 kg
Această masă se descompune în cele două mase:
▪ m1 concentrată în axa bolțului și care efectuează mișcare de translație
▪ m2 concentrată în axa fusului maneton, care execută o mișcare de rotație.
Între cele două mase (m 1 și m 2 ) și masa bielei există următoarele relații:
m1=(0,2…0,3) m B (8.3)
m2=(0,7…0,8) m B
Se adoptă:
m1 = 0,275 m B= 0,104 kg
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
66
m2 = 0,725 m B=0,275 kg (8.4)
În concluzie, ținând cont de cele de mai sus, se poate calcula masa în mișcare de translație:
mj = m gp +m 1 =0512 kg (8.5)
Cunoscând această masă se poate determina forța de inerție a maselor aflate în mișcare de
translație:
N rm am Fj pj j )2cos (cos2
(8.6)
Forța F j poate fi scrisă ca o sumă de două funcții armonice:
Fj=FjI+FjII (8.7)
unde:
I ordinulde armonica N rm Fj jI cos2
II ordinulde armonica N rm Fj jII 2cos2
În figu ra 8.6 . este prezentată caracteristica forței de presiune a gazelor, a forței de inerție a
maselor în mișcare de translație, precum și a rezultantei acestora în funcție de unghiurile de rotație
ale arb orelui cotit α [°RAC ].
Forța rezultantă F care acționează a supra pistonului este:
F=F P +Fj [N] (8.8)
Tab.8.1 . Forțele de inerție, de presiune a gazelor și rezultanta lor
α [⁰RAC] pcil [MPa] Fp [N] Fj [N] F [N]
0 0,1392 167,6 -9198 -9030
10 0,1498 212,9 -8964 -8751
20 0,1542 231,7 -8281 -8049
30 0,1562 240,1 -7201 -6961
40 0,1562 240,1 -5808 -5568
50 0,1562 240,1 -4206 -3966
60 0,1562 240,1 -2510 -2269
70 0,1562 240,1 -831 -590
80 0,1562 240,1 729 969
90 0,1562 240,1 2090 2330
100 0,1562 240,1 3198 3438
110 0,1562 240,1 4032 4272
120 0,1562 240,1 4599 4839
130 0,1562 240,1 4932 5172
140 0,1562 240,1 5083 5323
150 0,1562 240,1 5111 5352
160 0,1562 240,1 5079 5319
170 0,1562 240,1 5037 5277
180 0,1562 240,1 5019 5259
190 0,1572 244,5 5037 5282
200 0,1603 257,9 5079 5337
210 0,1658 281,4 5111 5393
220 0,1741 316,8 5083 5399
230 0,1859 367,2 4932 5299
240 0,2022 437,0 4599 5036
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
67
250 0,2247 532,9 4032 4565
260 0,2556 665,3 3198 3863
270 0,2988 850,0 2090 2940
280 0,3602 1112,3 729 1841
290 0,4492 1493,2 -831 663
300 0,5821 2061,1 -2510 -448
310 0,7854 2930,3 -4206 -1276
320 1,1023 4285,2 -5808 -1523
330 1,5917 6377,7 -7201 -823
340 2,2880 9354,7 -8281 1074
350 3,0502 12613,1 -8964 3649
360 3,4164 14179,0 -9198 4981
370 6,1079 25686,1 -8964 16722
380 9,3502 39548,0 -8281 31267
390 8,1419 34382,4 -7201 27181
400 5,6539 23745,0 -5808 17937
410 4,0387 16839,3 -4206 12633
420 2,9999 12398,1 -2510 9889
430 2,3198 9490,4 -831 8660
440 1,8628 7536,6 729 8266
450 1,5477 6189,4 2090 8279
460 1,3255 5239,4 3198 8437
470 1,1661 4557,8 4032 8590
480 1,0504 4063,3 4599 8662
490 0,9662 3703,3 4932 8635
500 0,8641 3266,8 5083 8349
510 0,7826 2918,4 5111 8030
520 0,6643 2412,6 5079 7492
530 0,5450 1902,5 5037 6940
540 0,4845 1643,7 5019 6663
550 0,3941 1257,4 5037 6294
560 0,2531 654,6 5079 5734
570 0,1300 128,3 5111 5240
580 0,1300 128,3 5083 5211
590 0,1300 128,3 4932 5060
600 0,1300 128,3 4599 4727
610 0,1300 128,3 4032 4160
620 0,1300 128,3 3198 3326
630 0,1300 128,3 2090 2218
640 0,1300 128,3 729 857
650 0,1300 128,3 -831 -702
660 0,1300 128,3 -2510 -2381
670 0,1300 128,3 -4206 -4078
680 0,1300 128,3 -5808 -5680
690 0,1317 135,5 -7201 -7065
700 0,1342 146,2 -8281 -8134
710 0,1368 157,3 -8964 -8807
720 0,1392 167,6 -9198 -9030
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
68
Fig. 8.6 . Diagrama forțelor
Forțele rezultante din mecanismul motor
Considerând acțiunea simultană a forței de presiune a gazelor și a forțelor de inerție se
obține schema forțelor (fig 8.7.) unde se admite convenția de semn precizată în figura.
Fig. 8.7 .Forțele din mecanismul motor
Forța rezultantă F se descompune în componentele N, care aplică pistonul pe cilindru și B
care acționează asupra bielei:
tgFN
(8.9)
cosFB
(8.10)
Deplasând forța B, ca vector alunecător în centrul fusului maneton (punctul M) și
descompunând -o după două direcții , una normală la maneton – forța Z – și cealaltă tangentă la
maneton – forța T – , se obțin forțele care acționează asupra fusului maneton și fusului palier.
ZB F coscos
cos
(8.11) -20000-1000001000020000300004000050000
0 90 180 270 360 450 540 630 720F [N]
α
[⁰RAC]Diagrama f orțelor
Fp [N] Fj [N] F [N]
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
69
TB F sinsin
cos
(8.12)
Pentru a pune în evidență momentul motor se procedează în felul următor: în cent rul de
rotație al arborelui cotit se plasează două forțe T’ și T” egale și de sens contrar și paralele și egale
în modul cu forța T; în același centru, se deplasează forța Z pe linia ei de acțiune (notată Z’).
Forțele T” și Z’ dau rezultanta B’ care se descompune în componentele F’ și N’ egale cu F și
respectiv cu N.
Forțele T și T’ produc un cuplu al cărui moment M reprez intă momentul motor al cilindrului
care poate fi calculat cu expresia:
M TrF rNm sin
cos[]
(8.13)
Forțele N și N’ alcătuiesc un cuplu al cărui moment M r se numește moment de răsturnare
egal și de sens contrar cu momentul motor:
cossin rF Mr
(8.14)
M rT Mr
(8.15)
În tabelul 8.2. sunt prezentate valorile ce definesc dinamica mecanismului motor pe
întinderea unui ciclu de funcționare.
Fig. 8.8 . Forțele fusului maneton
-15000-10000-500005000100001500020000250003000035000
0 90 180 270 360 450 540 630 720Z [N]
T[N]
α
[⁰RAC]Forțele fusului maneton
Z [N] T [N]
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
70
Fig. 8.9 . Forțele din axa bolțului
Fig. 8.10 . Momentul motor
-20000-10000010000200003000040000
0 90 180 270 360 450 540 630 720N [N]
B[N]
α
[⁰RAC]Forțele din axa bol țului
N [N] B [N]
-300-200-1000100200300400500600700
0 90 180 270 360 450 540 630 720M [N m]
α
[⁰RAC]Momentul motor
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
71
Tab.8.2. Dinamica mecanismului motor
α
[⁰RAC] N
[N] B
[N] Z
[N] T
[N] M
[Nm]
0 0 -9030 -9030 0 0,00
10 -447 -8763 -8541 -1960,09 -73,74
20 -813 -8090 -7285 -3517,11 -132,31
30 -1034 -7037 -5511 -4376,13 -164,63
40 -1071 -5670 -3577 -4399,89 -165,52
50 -917 -4071 -1847 -3627,61 -136,47
60 -597 -2347 -617 -2264,06 -85,17
70 -170 -614 -42 -612,925 -23,06
80 293 1013 -120 1005,403 37,82
90 716 2437 -716 2329,628 87,64
100 1040 3592 -1621 3205,219 120,58
110 1228 4445 -2615 3594,478 135,22
120 1274 5004 -3523 3553,902 133,69
130 1195 5309 -4240 3193,802 120,15
140 1024 5420 -4736 2636,844 99,20
150 795 5410 -5032 1987,135 74,75
160 537 5346 -5182 1314,222 49,44
170 270 5284 -5244 650,7525 24,48
180 0 5259 -5259 6,44E -13 0,00
190 -270 5288 -5248 -651,29 -24,50
200 -539 5364 -5200 -1318,61 -49,60
210 -801 5452 -5071 -2002,45 -75,33
220 -1039 5498 -4804 -2674,84 -100,62
230 -1225 5439 -4345 -3272,28 -123,10
240 -1326 5208 -3666 -3698,49 -139,13
250 -1312 4750 -2794 -3840,87 -144,49
260 -1168 4036 -1821 -3601,64 -135,49
270 -904 3075 -904 -2939,53 -110,58
280 -557 1924 -229 -1910,11 -71,86
290 -190 689 48 -687,738 -25,87
300 118 -464 -122 447,364 16,83
310 295 -1310 -594 1167,128 43,91
320 293 -1551 -978 1203,532 45,28
330 122 -832 -652 517,5443 19,47
340 -109 1080 972 -469,391 -17,66
350 -187 3654 3561 -817,317 -30,75
360 0 4981 4981 -1,2E -12 0,00
370 855 16744 16320 3745,417 140,90
380 3159 31427 28301 13663,06 513,99
390 4039 27480 21520 17088,42 642,85
400 3451 18266 11522 14173,28 533,18
410 2920 12966 5884 11553,99 434,65
420 2603 10225 2690 9865,303 371,12
430 2489 9010 623 8988,741 338,15
440 2500 8635 -1026 8574,229 322,55
450 2546 8662 -2546 8278,94 311,45
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
72
460 2552 8815 -3978 7866,047 295,91
470 2469 8937 -5258 7227,37 271,89
480 2280 8957 -6306 6361,657 239,32
490 1996 8863 -7080 5332,293 200,60
500 1607 8503 -7429 4136,256 155,60
510 1193 8118 -7551 2981,631 112,17
520 757 7530 -7299 1850,973 69,63
530 355 6949 -6896 855,756 32,19
540 0 6663 -6663 2,45E -12 0,00
550 -322 6303 -6255 -776,199 -29,20
560 -579 5763 -5586 -1416,62 -53,29
570 -779 5297 -4927 -1945,6 -73,19
580 -1003 5306 -4636 -2581,44 -97,11
590 -1170 5194 -4149 -3124,74 -117,55
600 -1244 4888 -3441 -3471,76 -130,60
610 -1196 4329 -2546 -3500,37 -131,68
620 -1006 3475 -1568 -3100,95 -116,65
630 -682 2320 -682 -2217,78 -83,43
640 -259 896 -106 -889,382 -33,46
650 202 -731 -51 729,0207 27,43
660 627 -2462 -648 2375,64 89,37
670 943 -4186 -1899 3729,903 140,32
680 1093 -5784 -3649 4488,268 168,84
690 1050 -7143 -5594 4441,878 167,10
700 822 -8176 -7363 3554,47 133,72
710 450 -8818 -8595 1972,542 74,20
720 0 -9030 -9030 4,43E -12 0,00
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
73
9. CALCULUL MOMENTULUI MOTOR SUMAR ȘI A PUTERII
INDICATE
Alegerea configurației arborelui cotit
Pentru a stabili această poziție se va folosi steaua manivelelor. Fiecare cot definește un plan
(p1, p2, p3) numit planul cotului (Fig. 9.1 . Întrucât toate coturile lucrează asupra aceluiași arbore,
planele coturilor formează un fascicul ce se intersectează pe axa de rotație a arborelui cotit. Steaua
manivelelor reprezintă proiecțiile planelor coturilor pe un plan normal axa arborelui cotit.
Pentru a realiza o funcționare uniformă a motorului, aprinderile la cilindrii trebuie să fie
uniform distribuite în interiorul unui ciclu, asta presupune ca decalajul dintre două aprinderi
succesive să fie:
Fig. 9.1 . Schema de dispunere a coturilor arborelui cotit
Determinarea tuturor ordinilor de aprindere posibile și alegerea uneia din acestea
Decalajul dintre manivele va fi:
2403720
c
(9.1)
Pentru alegerea ordinii de aprindere se va ține seama de următoarele criterii:
încărcarea arborelui cotit să fie minimă;
să se reducă pericolul de rezonanță la vibrațiile de torsiune;
să se sporească gradul de umplere al cilindrilor;
Dintre toate aceste criterii cel mai important este primul, de care se va ține seamă în alegerea
ordinii de aprindere optimă. Aceste criteriu spune că nu trebuie să existe aprinderi succesive în doi
cilindrii alăturați.
1 P 3 P 2 P 1
Fig. 9.2 .Ordinea de aprindere
Stabilirea ordinii de lucru a cilindrilor
Având stabilită configurația arborelui cotit și ordinea de aprindere se poate determina
ordinea de lucru a cilindrilor. Ordinea de lucru:
Fig. 9.3 .Ordinea de lucru a cilindrilor
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
74
Calculul momentului motor total și al puterii indicate
Momentul motor instantaneu al unui motor monocilindric este momentul produs de forța
tangențială la maneton T și este dat de relația:
M=T· r (9.2)
Acest moment este o mărime periodică cu perioada
M egală cu perioada ciclului motor
c
(la motorul monocilindric ).
În cazul motorului policilindric, într -un anumit interval unghiular
se produc toate
porțiunile corespunzătoare momentului motor al monocilindrului.
Momentul motor instantaneu rezultant M poate fi obținut prin însumarea în intervalul
a
tuturor valorilor momentului motor al momocilindrului, decalate în raport cu ordinea de aprindere.
Momentul motor mediu al motorului policilindric, se calculează cu relația :
NmnMM 8,170
(9.3)
Nm M Mm e 1378,08,170
(9.4)
unde:
M
– suma valorilor momentului motor instantaneu ;
n – numarul acestor valori
Dacă aprinderile nu sunt uniform decalate pe ciclu, atunci nici momentul MΣ nu este periodic decât
după un ciclu complet. Deci în acest caz ϕM = ϕC/3 = 240°.
Gradul de neuniformitate a momentului motor este:
69,48,170)74,167( 17,634min max
medMMM M
(9.5)
kWn MPp
i 7,103305800 8,170
30
(9.6)
kW PPm i e 838,07,103
(9.7)
Tab.9.1 . Momentul sumar
α
[°RAC] M3
[Nm] M2
[Nm] M1
[Nm] ∑M
[Nm]
0 -139,13 239,32 0,00 100,19
10 -144,49 200,60 -73,74 -17,63
20 -135,49 155,60 -132,31 -112,20
30 -110,58 112,17 -164,63 -163,04
40 -71,86 69,63 -165,52 -167,74
50 -25,87 32,19 -136,47 -130,15
60 16,83 0,00 -85,17 -68,34
70 43,91 -29,20 -23,06 -8,35
80 45,28 -53,29 37,82 29,81
90 19,47 -73,19 87,64 33,92
100 -17,66 -97,11 120,58 5,81
110 -30,75 -117,55 135,22 -13,08
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
75
120 0,00 -130,60 133,69 3,09
130 140,90 -131,68 120,15 129,37
140 513,99 -116,65 99,20 496,53
150 642,85 -83,43 74,75 634,17
160 533,18 -33,46 49,44 549,17
170 434,65 27,43 24,48 486,55
180 371,12 89,37 0,00 460,49
190 338,15 140,32 -24,50 453,96
200 322,55 168,84 -49,60 441,79
210 311,45 167,10 -75,33 403,21
220 295,91 133,72 -100,62 329,00
230 271,89 74,20 -123,10 222,99
240 239,32 0,00 -139,13 100,19
250 200,60 -73,74 -144,49 -17,63
260 155,60 -132,31 -135,49 -112,20
270 112,17 -164,63 -110,58 -163,04
280 69,63 -165,52 -71,86 -167,74
290 32,19 -136,47 -25,87 -130,15
300 0,00 -85,17 16,83 -68,34
310 -29,20 -23,06 43,91 -8,35
320 -53,29 37,82 45,28 29,81
330 -73,19 87,64 19,47 33,92
340 -97,11 120,58 -17,66 5,81
350 -117,55 135,22 -30,75 -13,08
360 -130,60 133,69 0,00 3,09
370 -131,68 120,15 140,90 129,37
380 -116,65 99,20 513,99 496,53
390 -83,43 74,75 642,85 634,17
400 -33,46 49,44 533,18 549,17
410 27,43 24,48 434,65 486,55
420 89,37 0,00 371,12 460,49
430 140,32 -24,50 338,15 453,96
440 168,84 -49,60 322,55 441,79
450 167,10 -75,33 311,45 403,21
460 133,72 -100,62 295,91 329,00
470 74,20 -123,10 271,89 222,99
480 0,00 -139,13 239,32 100,19
490 -73,74 -144,49 200,60 -17,63
500 -132,31 -135,49 155,60 -112,20
510 -164,63 -110,58 112,17 -163,04
520 -165,52 -71,86 69,63 -167,74
530 -136,47 -25,87 32,19 -130,15
540 -85,17 16,83 0,00 -68,34
550 -23,06 43,91 -29,20 -8,35
560 37,82 45,28 -53,29 29,81
570 87,64 19,47 -73,19 33,92
580 120,58 -17,66 -97,11 5,81
590 135,22 -30,75 -117,55 -13,08
600 133,69 0,00 -130,60 3,09
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
76
610 120,15 140,90 -131,68 129,37
620 99,20 513,99 -116,65 496,53
630 74,75 642,85 -83,43 634,17
640 49,44 533,18 -33,46 549,17
650 24,48 434,65 27,43 486,55
660 0,00 371,12 89,37 460,49
670 -24,50 338,15 140,32 453,96
680 -49,60 322,55 168,84 441,79
690 -75,33 311,45 167,10 403,21
700 -100,62 295,91 133,72 329,00
710 -123,10 271,89 74,20 222,99
720 -139,13 239,32 0,00 100,19
Fig. 9.4.Momentul sumar
-300-200-1000100200300400500600700
0 90 180 270 360 450 540 630 720M[Nm]
α
[⁰RAC]Momentul sumar
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
77
C. SISTEMUL DE RĂCIRE. CALCULUL POMPEI DE APĂ
Odată cu arderea combustibilului si a transformării energiei chimice în energie mecanică rezultă
cuplul generat pentru funcționarea motorului termic.În timpul arderii se degajă caldură dar, doar o
parte din căldură este transformată în lucru mecanic, cealaltă parte se pierde prin gazele de
evacuare.
O mare parte din căldura generată de motorul termic este reținută în piesele acestuia de aceea avem
nevoie de un sistem de răcire eficient pentru a menține temperatura optimă de funcționare a
motorului (85 -90 ͦ C). Avem nevoie de o temperatură optimă de funcționare a motorului deoarece în
jurul acestor temperaturi și funcționarea motorului este optimă, astfel se asigură performanțe
dinamice ridicate și consum cât mai redus.
Prin intermediul sistemului de răcire se asigură o temperatură optimă d e funcționare intr -un timp cât
mai scurt, dar si menținerea acestei valori in timpul funcționării. Avem nevoie de o temperatură
optimă de funcționare deoarece dacă avem o temperatură prea ridicată se micșorează gradul de
umplere al cilindrului, iar o tempe ratură scazută micșorează randamentul si cresc pierderile de
caldură. La motoarele cu aprindere prin comprimare, temperaturile de ridicate favorizează
autoaprinderea și se asigură un consum cât mai mic de carburant.
La motoarele cu aprindere prin scânteie, temperaturile ridicate ale pereților favorizează arderi
anormale. Avem nevoie de o răcire eficientă a motorului pentru a nu apărea creșteri locale de
temperatură care pot produce fisuri in blocul motor sau in chiulasă, iar răcirea insuficientă poate
cauza arderea unor piese precum supapa, bujia, pistonul. Odată cu creșterea temperaturii sau cu
scăderea acesteia, pelicula de ulei se subțiază deoarece cu creșterea temperaturii se reduce
vâscozitatea acestuia, iar cu scăderea temperaturii uleiul se diluează c u fracțiuni grele din
combustibil, acestea condensându -se pe oglinda cilindrului. Astfel, fie că avem o temperatură prea
ridicată, fie prea scăzută crește uzura pieselor prin frecare și se reduce durata de viață a motorului.
Sistemul de răcire cuprinde urm ătoarele componente: pompă de apă, conducte, canale de ungere și
termostatul, cu ajutorul cărora se asigură evacuarea forțată a unei părți din căldura generată de
motorul termic.
Fig.1 Componentele sistemului de răcire
Componentele sistemului de răcire sunt:
-ventilator
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
78
-radiator răcire motor
-termostat
-pompă de apă
-radiator încălzire habitaclu
– motor termic
-supapă
-flux de aer
Avem nevoie de un sistem de răcire eficient deoarece se asigură următoarele avantaje:
-încălzirea accelerată a motorului
-se asigură răcirea uniformă a motorului
-se asigură puteri litrice superioare
-scad solicitările termice ale pieselor
Sistemul de răcire asigură două funcții:
– disiparea căldurii în atmosferă și transportul căldurii de la piesele solicitate termic
Disiparea căldurii în mediul exterior se asigură cu ajutorul radiatorului, asistat de ventilatorul
electric.
Transportul căldurii de la cilindru la mediul ambiant se asigură prin intermediul lichidului de răcire.
Lichidul de răcire este format din 50% apă distilată și 50% lichid antigel.
Antigelul are mai multe funcții în răcirea motorului, și anume:
-lubrifierea pompei de apă
-caracter antispumant
-previne depunerile pe suprafețele în contact cu lichidul de răcire
-asigură protecție anticorozivă
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
79
Fig. 2 Componentele lichidului de răcire
Funcționarea sistemului de răcire
La pornirea motorului, pompa de apă pune in mișcare lichidul de răcire care circulă prima dată în
circuitul format intre blocul motor și radiatorul de încălzire al habitaclului. Du pă atingerea
temperaturii optime de funcționare se deschide termostatul și permite trecerea lichidului de răcire
prin radiator și astfel se asigură disiparea căldurii si scăderea temperaturii datorită schimbului cu
mediul exterior. După răcirea lichidului, acesta este reintrodus în motor prin intermediul pompei de
apă.
Componentele sistemului de răcire:
Radiatorul permite scăderea temperaturii lichidului de răcire prin disiparea căldurii către mediul
ambiant. Acesta este format din lamele profilate, sudate între ele iar prin intermediul acestora se
preia căldura transportată de lichidul de răcire.
Fig.3 Radiator
Pompa de apă are rolul de a recircula lichidul de răcire și de a asigura transportul căldurii de la
motor la radiator. Pompele antrenate de moto rul termic au dezavantajul că debitul lichidului de
răcire depinde de turația motorului. Astfel, dacă avem turații scăzute și sarcini ridicate ale
motorului, debitul pompei poate fi insuficient pentru a asigura răcirea eficientă a motorului.
Fig.4 Pompă de apă cu acționare mecanică
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
80
Pentru a asigura performanțe dinamice ridicate ale pompei de apă, în prezent se utilizează
pompe de apă acționate electric. Dacă combinăm controlul electronic al pompei de apă acționată de
calculatorul de injecție cu un managem ent termic avansat, acestea pot conduce la scăderea consum
ului de combustibil și asigurarea unui confort ridicat al pasagerilor printr -un control mai bun al
sistemului de încălzire.
Fig.5 Pompă de apă acționată electric
La motoarele de automobile se uti lizează pompe de apă centrifugale deoarece se asigură
volume mari de lichide cu consum redus și la presiuni mici.În timpul funcționării pompei poate
apărea fenomenul negativ de cavitație care după formarea vaporilor conduce la o condensare rapidă
a acesto ra, acestia conducand la o implozie de vapori intr -un timp foarte scurt de ordinul
milisecundelor.
Fig.6 Cavitația la pompele centrifuge
Pompă centrifugală de apă cu palete radiale
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
81
Fig.7 Pompă centrifugală de apă cu palete radiale
Caracteristicile fluidului de lucru, a lichidului de răcire(apă)
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
82
Calculul si verificarea pompei
Valori ale caderii de presiune în circuit
Portiunea de circuit Caderea de presiune [mH 2O]
Conducta de legatura 0,75…1,25
Camasa de apa din bloc 1,25…1,50
Radiator 2,00…2,50
TOTAL 4,00…5,25
(uneori chiar 12)
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
83
unde:
• ci =1-2,5m/s – viteza lichidului la intrarea în pompã
• ro – raza butucului rotorului [m];
• r1 – raza de intrare a lichidului în rețeaua de palete [m].
Adopt ro = 0,015 m.
ci = 2 m/s
Fig.8 Pompă de apă
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
84
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
85
Termostatul este o supapă cu acțiune dublă care asigură deschiderea și închiderea circulației
lichidului de răcire prin radiator.
Când motorul este rece, termostatul este pe poziția închis iar circulația lichidului se face
doar prin blocul motor și radiatorul de încălzire al habitaclului.
Când lichidul de răcire atinge temperatura optimă de funcționare, termostatul se deschide și
astfel i se permite lichidului de răcire să circule și prin radiator.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
86
Fig.9 Termostat
Vasul de expansiune are rolul de a controla variațiile de volum ale lichidului de răcire
datorită variației temperaturii acestuia. În interiorul vasului de expansiune lichidul de răcire circulă
continuu și se transportă vaporii de apă și eventua lele bule de aer.
Fig. 10 Vas de expansiune
Trebuie să se asigure în permanență un volum cuprins între limitele stabilite de constructor .
Presiunea în sistemul de răcire nu trebuie să depașească presiunea mediului ambiant.
Sistemul de răcire prezintă av antajul simplității constructive. Înainte se utiliza sisteme de răcire cu
apă si trebuiau îndeplinite două neajunsuri:
-temperatura lichidului de răcire din cămașa cilindrului sa nu depășească valoarea de
85-90 ͦ C și pe timp de iarnă, apa ingheață și s e dilată și astfel se produce fisurarea blocului
motor și a chiulasei și astfel se scoate din funcțiune motorul.
D. DESENUL DE EXECUȚIE PENTRU PISTONULUI DIN
CONSTRUCȚIA MECANISMULUI MOTOR
Pistonul este partea componenta a motorului, care are o mișcare alternativă în cilindru și
care servește la închiderea unui spațiu de volum variabil, plin cu fluid sub presiune.Pistonul se
compune din patru parti si anume: capul pistonului care preia fort a de presiune a gazelor, regiunea
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
87
portsegmenti care contine canalele unde se monteaza segmentii, mantaua sau fusta pistonului, care
ghideaza pistonul in miscarea sa alternativa, bosajele sau umerii pistonului unde se executa alezajul
pentru bolt.
Desenul de execuție al pistonului este prezentat în anexa 1.
E. ELABORAREA ITINERARIULUI TEHNOLOGIC PENTRU
FABRICAREA PISTONULUI DIN CONSTRUCȚIA
MECANISMULUI MOTOR
Rolul funcțional si utilizarea piesei
Pistonul este organul din mecanismul motor care indeplineste urmatoarele functii: 1. preia
forta de presiune a gazelor si o transmite prin intermediul boltului si a bielei, la arborele cotit.
Miscarea sa alternativa este transformata prin intermediul meca nismului biela -manivela, in miscare
de rotatie a arborelui cotit; 2. preia reactiunile determinate de biela si le transmite suprafetei
cilindrului; 3. asigura cu ajutorul etansarea camerei de ardere; 4. serveste ca mijloc de transmitere a
caldurii la peret ii cilindrului si chiar la aerul din carter; 5.impreuna cu segmentii asigura reglarea
cantitatii de ulei de pe oglinda cilindrilor.
Cerinte
Fata de piston se impun urmatoarele cerinte:
-rezistenta mecanica la actiunea fortei de presiune a gazelor si ment inerea acesteia la temperaturi
ridicate;
-termoconductibilitate mare in scopul micsorarii temperaturii;
-dilatare redusa si concordanta a acesteia cu dilatarea cilindrului;
-coeficient mic de frecare si deci rezistenta inalta la uzura.
Materiale : ATC Si 12 Cu Mg Ni
Condițiile funcționale impuse pistoanelor au promovat pentru motoarele autovehiculelor
aliaje de aluminiu (siluminuri – pe bază de siliciu din grupa Al – Si – Cu – Mg -Ni și aliaje Y – pe
bază de cupru Al – Cu – Mg – Ni).
Aliaje pe baza de si liciu posedă un coeficient de dilatare redus care se micșorează pe măsura
creșterii conținutului de siliciu. Jocul piston -cilindru, precum și cel dintre canal și segment se poate
realiza și menține mai mic dacă aliajele de siliciu sunt eutectice sau hipere utectice, adăugând calități
bune pentru rezistența la uzură. Dificultățile de semifabricare (apariția fisurilor, turnabilitate, etc.)
se reduc prin adăugarea de modificatori (sodiu). La m.a.s. se utilizează aliaje eutectice, iar la m.a.c.
(puternic solicit ate) se utilizează aliaje hipereutectice.
Aliajele pe baza de cupru necesită jocuri mari de montaj ale pistonului în cilindru, din cauza
coeficientului de dilatare mai mare și se utilizează la execuția pistoanelor pentru m.a.c. cu o
puternică solicitare t ermică.
Materiale compozite pentru pistoane se referă la utilizarea actualelor aliaje de aluminiu ca
matrice, ranforsată cu fibre ceramice din alumină și titanat de aluminiu. În acest fel, capul pistonului
capătă rezistență la uzură termică, rezistență la oboseală, dilatare termica redusă, etc.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
88
Pistoanele integral armate cu nitrură de siliciu se obțin prin tehnologia de sinterizare cu
reacție, cotele putând avea tolerante mai mici de 0,05 mm, prelucrabilitatea fiind rezolvată prin
intermediul sculelor dia mantate.
Pistoanele cu inserție de fibră de alumină înglobată într -un aliaj de aluminiu, fabricate prin
presare în stare semilichidă (squeeze casting) au un modulul de elasticitate cu 40 % mai mare decât
aliajul de bază și rezistența termică crescută cu 9 0…150 %.
Semifabricate
La execuția pistoanelor, semifabricatele se obțin prin turnare în cochilă sau matrițare.
Tehnologia de sinterizare din pulberi de aliaje de aluminiu hipereutectice este una din cele mai
moderne, dar cu costuri ridicate. Inserția din fontă cenușie sau aliată pentru canalul primului
segment se încorporează în fazele procesului de turnare.
Pentru a asigura aderența aliajului de aluminiu cu inserția din fontă, atât pentru canalul primului
segment cât și pentru inserții (de exemplu, calot a camerei de ardere din piston) este necesară
acoperirea inserțiilor cu aluminiu tehnic pur. Materialul pentru inserții poate fi de tipul nirezist
(2,7…3,1 % C, 1,5…2,5 % Si, 0,75…1,5 % M, 5…7 % Cu, 1…3 %Cr, 15…17 % Ni) și cu
structura austenitică.
Matri țarea în trepte este un procedeu mai pretențios, mai scump, aplicabilă pistoanelor
solicitate puternic mecanic și termic (motoarele automobilelor de curse, autovehiculelor militare,
etc.).
Tratamente termice și acoperiri de protecție:
Acoperirile de prot ecție se execută pentru îmbunătățirea rezistenței la uzură, la solicitări
termice și chimice, înlocuind în perioada de pornire a motorului pelicula de ulei.
Stanarea pistoanelor se aplică atât în varianta electrolitică, cât și în varianta termică (prin ime rsie în
baia de staniu topit) pentru a obține straturi protectoare de diverse grosimi.
Tehnologia sumara de fabricatie
Procesul tehnologic de fabricare a pistoanelor cuprinde următoarele etape:
• alegerea și prelucrarea bazelor de așezare;
• prelucrarea suprafețelor exterioare;
• prelucrarea alezajului pentru bolț;
• operații de găurire și frezare;
• sortarea și marcarea pe grupe masice si dimensionale;
• operații de control.
Itinerariul tehnologic – cuprinde reprezentarea operatiilor procesului tehnologic
cu div izarea lor in faze, asezari si scoateri.
Piesa: Piston Material : aliaj de aluminiu
Semifabricat: Matritat
Operatia 1. Strunjire exterioara
• Prindere
• Strunjire exterioara de degrosare la cota de
• Strunjire finitie exteri or la cota de
• Desprindere
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
89
• Suflare span ramas de la operatiile precedente
• CTC
Operatia 2. Strunjire ebos canal segmenti
• Prindere
• Strunjire ebos canal segmenti
• Desprindere
• Prindere
• Strunjire tesire canale pentru segmenti la cota de
• Desprindere
• Suflare span ramas de la operatiile precedente
• CTC
Operatia 3. Alezare gaura bolt
• Prindere
• Strunjire interioara de degrosare la cota de
• Gaurire
• Alezare fina gaura bolt la cota de
• Desprindere
• Suflare span ramas de la operatiile precedente
• CTC
Operatia 4. Strunj ire profil curb -oval
• Prindere
• Strunjire ebos -finitie profil curb -oval la cota de
• Desprindere
• CTC
Operația 5. Frezare
• Prindere
• Frezare la cota de
• Desprindere
• CTC
Operația 6. Spalare
• Introducere piesa in instalatie
• Spalare
• Scoatere piesa din instalatie
• Uscare
• CTC
Operația 7. Sortare -Marcare
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
90
• Sortare si marcare dupa clasele de imperechere
Operația 8. Stanare
• Pregatirea piesei pentru stanare
• Stanarea
• Scoaterea piesei din instalatie
Operația 9.Control final
• Asezarea pe masa de control
• Control vizual și dimen sional
• Scoaterea de pe masa de control
Operatia 10. Imperechere
• Imperechere dupa clase
Operatia 11. Conservare
• Conservarea pistoanelor si asezarea in suporti speciali in seturi de 4 pistoane
FISA FILM – (cuprinde reprezentarea tabelara a procesului tehnologic in care pentru fiecare
operatie se reprezinta schema (operatiei) si mijloacele de realizarea a acesteia).
Nr. Denumirea
operatiei Schita operatiei Masini –
unelte
SDV -uri
1. Strunjire
exterioara Strunjire de degrosare
Strunjire de finisare Strung
SN250
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
91
2. Strunjire ebos
canale segmenti
Strunjire canale
Tesire canale Strung
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
92
3. Alezare gaura
bolt
4. Strunjire profil
curboval Strung
special
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
93
5. Frezare
Masina dre
frezat
6. Spalare Spalarea pieselor cu solutie SE -Dero 100
Suflarea pieselor cu aer Instalatie
de spalat
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
94
7. Sortare –
marcare Diametrul gaurii de bolt
ϕ R Culoarea
000,22 997,21 K
Rosu
003,22 000,22 K
Galben
006,22 003,22 K
Albastru
Diametrul exterior
ϕ D Culoarea
020,76 010,76 R
Verde
030,76 020,76 R
Albastru
040,76 030,76 R
Rosu
–
8. Stanare Acoperirea cu stanat de sodiu se face in atelierul acoperiri metalice Instalatie
de
acoperiri
metalice
9. Control final Control prin prelevare conform gamei Masa de
control
Dispozitive
de control
10. Imperechere Imperecherea se face conform gamei:
Masa in
grame Culoarea Φ exterior Φ gaura bolt
270…27
5
inclusiv Galben Diametru Culoa
re Diametru Culo
are
276…28
0 Maro
020,76 010,76 R Verde
000,22 997,21 K
Ros
u –
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
95
inclusiv
281…28
5
inclusiv Negru
030,76 020,76 R Albast
ru
003,22 000,22 K Galb
en
286…29
0
inclusiv Alb
040,76 030,76 R Rosu
006,22 003,22 K
Alba
stru
291…29
5
inclusiv Roșu
11. Conservare Conservarea pistoanelor si asezarea in suporti speciali
in seturi de 4 pistoane –
•
F. CALCULUL DE REZISTENȚĂ A PISTONULUI
Lucrarea are ca scop sa arate rezistenta unui piston la forțele ce apar in timpul funcționarii
motorului. Ținând cont de rolurile, construcția si materialele care definesc pistoanele de
autovehicule, am ales sa construim un piston pentru un motor cu aprindere prin scânteie pe care sa îl
încărcam cu o forță de presiune a gazelor si sa vedem cum se comporta. Pentru aceasta vom folosi
atât metoda analitica, cat si aplicația Catia V5 care este din ce in ce mai răspândită in construcția si
calculul pieselor autovehiculelor. Vom compara rezultatele obținute si vom stabili daca pistonul va
rezista sau nu la forțele care apar in mot or.
Calculele de rezistenta ale pistonului constau in:
• Verificarea capului pistonului solicitat de presiunea maxima a gazelor din cilindru si de
variația de temperatura;
• Verificarea regiunii portsegmenți, solicitata la compresiune de presiunea maxima a gaz elor
din cilindru
• Verificarea presiunii specifice pe manta
• Verificarea umerilor pistonului la forfecare.
STABILIREA DIMENSIUNILOR SI A MATERIALULUI PISTONULUI
Pistonul se confecționează din SILUMINIU (aliaj al aluminiului cu siliciu) ATC Si6 Cu4 si se
definește prin:
•
MPa E5107.0 (modulul de elasticitate longitudinala)
•
MPa G4106.2 (modulul de elasticitate transversala)
•
61021 [1/K] (coeficientul de dilatare termica)
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
96
•
346.0 (coeficientul lui Poisson)
• σa=115 MPa
•
mm06.9 (grosimea capului pistonului)
•
mmDRc
i 46.312 (raza interioara a capului pistonului)
•
mmDR 84.432 (raza exterioara a pistonului)
•
mmDRs
e 71.392 (raza exterioara a pistonului in dreptul segmentului de ungere)
•
mm d 49.3 (diametrul orificiului de evacuare a uleiului)
•
mm L 64.69 (lungimea pistonului)
•
mm Lm 85.43 (lungimea mantalei)
•
kg m 479.0 (masa pistonului)
• n=12 (numărul de găuri de evacuare a uleiului)
•
mm deb 25.33 (diametrul exterior al umărului bolțului)
•
mm dib 56.21 (diametrul interior al umărului bolțului)
Asupra pistonului acționează presiunea gazelor p max=6.557 MPa, iar reacțiunea normala
Nmax=2789Nm, variației de temperatura dintre centru si periferia capului pistonului ΔT=10K si
variației de temperatura dintre suprafața interioara si cea exterioara a capului pistonului ΔT 0=20K.
2.2. VERIFICAREA CAPULUI PISTONULUI
Capul pistonului este supus la variația de temperatura din cilindru, dar mai ales la forța de
presiune a gazelor. Acesta poate fi privit ca o placa circulara, de diametru Dc si grosime constanta
δ, unde apar tensiuni normale radiale σ r’ pe suprafețele obținute prin secționare cu cilindrii
concentrici cu placa si tensiuni normale circumferențiale σ φ’ pe suprafețele obținute prin secționare
cu plane ce conțin axa plăcii.
Pentru stabilirea solicitărilor termice a capului pistonului se procedează in felul următor : se
determina tensiunile σ r1 si σφ1, se calculează t ensiunile σ r2 si σφ2 care țin seama si de presiunea p; se
determina tensiunile de încovoiere σ r3 si σφ3 cauzate de variația temperaturii pe direcția axei plăcii.
Se determina tensiunile totale σ r si σφ prin suprapunere de efecte, observandu -se ca cele mai
solicitate puncte se găsesc in centrul plăcii (r=0) si la periferia plăcii (r=Ri) pe suprafețele
superioară si inferioara (y=±δ/2). Expresiile si calculul tensiunilor pe suprafețele inferioara si
super ioara din punctele cele mai solicitate sunt redate in tabelul 1.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
97
Tabelul 1. Tensiunile care apar in capul pistonului
In centrul plăcii (r=0) In incastrare (r=Ri)
y=+δ/
2
2max2
' '
8)1(3
pRi
c rc
MPac rc 9.3906.98557.6 46.31)346.01(3
22
' '
2max2
'
43
pRi
ri
MPari 3.5906.94557.6 46.313
2.2
'
MPari i 51.20 346.03.59' '
41 1TE
r
MPar 675.3410107.0 10215 6
1 1
MPaTEr
35.7210107.0 102120
5 6
111
) 1(2 kTEp
MPa p 46.3)47.1 346.01(210107.0 10215 6
unde
47.12 22 2
ii
i R RR R
RRk
MPa pMPa pr r
135.7 46.3 675.3135.7 46.3 675.3
1 21 2
MPa pMPa pr
89.3 46.335.746.3
1 22
)1(20
3 3 3TE
r
MPar 47.22)346.01(220 107.0 10215 6
3 3 3
MPaMPa
cc crcr r rc rc
23.55 47.22 135.79.39'23.55 47.22 135.79.39'
3 23 2
MPaMPa
ii irir r ri ri
85.5 47.22 89.351.20'29.40 47.22 46.33.59'
3 23 2
a c rc MPa 46.11023.5523.55
ai ri
MPa
44.3485.5 29.40
y= –
δ/2
2max2
' '
8)1(3
pRi
c rc
MPac rc 38.1906.98557.6 46.31)346.01(3
22
' '
2max2
'
43
pRi
ri
MPari 3.5906.94557.6 46.313
2.2
'
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
98
MPari i 51.20 346.03.59' '
MPar 675.3410107.0 10215 6
1 1
MPaTEr
35.7210107.0 102120
5 6
111
) 1(2 kTEp
MPa p 46.3)47.1 346.01(210107.0 10215 6
unde
47.12 22 2
ii
i R RR R
RRk
MPa pMPa pr r
135.7 46.3 3675135.7 46.3 3675
1 21 2
MPa pMPa pr
89.3 46.335.746.3
1 22
)1(20
3 3TE
r
MPar 47.22)346.01(220 107.0 10215 6
3 3 3
MPaMPa
cc crcr r rc rc
985.48 47.22 135.738.19'985.48 47.22 135.738.19'
3 23 2
MPaMPa
ii irir r ri ri
93.147.2289.351.20'37.33 47.2246.33.59'
3 23 2
a c rc MPa 97.97 985.48 985.48
a i ri MPa 3.35 93.137.33
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
99
Fig.3.Analiza pistonului cu ajutorul aplicației CATIA V5
Atât in centrul plăcii cat si la periferia acesteia exista o stare plana de tensiune, ceea ce
implica aplicarea teoriei de rezistenta :
amax
(1)
unde
a este tensiunea admisibila la tracțiune sau compresiune.
at c rcat i ri
(2)
In cazul pistoanelor din aliaje de aluminiu :
ac at
Tensiunea admisibila σ a se va calcula in raport cu t ensiunea de rupere σ r, luând in coeficientul de
siguranță la rupere c r=2…3.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
100
Fig.4.Analiza pistonului cu ajutorul aplicației CATIA V5
Tensiunea maxima determinata de aplicația CATIA V5 este : este σ a=1.1·108Pa=110MPa<
σa=200MPa
2.3.VERIFICAREA REGIUNII PORTSEGMENTI
Aceasta se face la compresiune, luând in considerare presiunea maxima a gazelor. Secțiunea
periculoasa se găsește in dreptul deschiderilor prin care se evacuează uleiul colectat de segmentul
de ungere. Aria neta acestei secțiuni se calculează cu relația:
2) (
4) (2 2
i s i s D Ddn D DA
(3)
22 2
1. 14992)92.6242.79(49.312
4)92.62 42.79(mm A
Tensiunea la compresiune ce se dezvolta in aceasta secțiune se calculează cu relația:
a compApD 4max2
(4)
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
101
a comp 4.261. 14994557.6 66.872
2.4.VERIFICAREA MANTALEI
Verificarea consta in compararea presiunii ce ia naștere intre suprafața laterala a pistonului
(mantale) si suprafața interioara a cămășii, cu o presiune admisibila. Aceasta presiune apare datorita
forței normale N si nu trebuie sa depășească limita admisibila p a=0.4…0.8 MPa. Depășirea acestei
limite poate periclita pelicula de ulei.
a
mm pLDNp max
(5)
a m p p 72.085.4366.872789
2.5.VERIFICAREA UMERILOR PISTONULUI
Umerii pistonului sunt solicitați la forfecare, relația de calcul fiind:
MPa
d dD p
a
ib ebf 40…255.0
2 22
max
(6)
a f MPa 32.3956.21 25.3366.87 557.65.0
2 22
3.REZULTATE SI CONCLUZII
In urma calculelor am obținut tensiunea maxima
MPac rc 46.110 care se
înregistrează in centrul plăcii pe suprafața inferioara (r=0, y=+δ/2). Aceasta tensiune nu depaseste
tensiunea admisibila σ a=200MPa, deci conform calculelor analitice capul pistonului rezista la
acțiunea forței de presiune a gazelor dar si la vari ația temperaturii din cilindru. De asemenea,
pistonul rezista si la solicitarea de forfecare din umeri si la cea de compresiune din regiunea
portsegmenti. Pentru a nu periclita pelicula de ulei, am obținut presiunea datorata forței normale N
mai mica decât presiunea admisibila p a=0.4…0.8MPa.
Pe de alta parte, utilizând aplicația CATIA V5 am obținut rezultate asemănătoare cu cele
calculate. Tensiunea maxima determinata cu ajutorul aplicației CATIA este
σa=1.1·108Pa=110MPa, tensiune ce nu depaseste σ a=200 MPa .
In concluzie, pentru determinarea rezistentei oricărei piese din compartimentul motor si nu
numai, putem folosi atât metoda analitica, cat si aplicația CATIA, in ziua de astăzi ce mai utilizata
fiind a doua pentru ca este mai rapida si oferă rezulta te asemănătoare cu cele obținute pe cale
analitica.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
102
G. INFLUENȚA STILULUI DE CONDUCERE ASUPRA
CONSUMULUI DE CARBURANT ȘI A EMISIILOR POLUANTE
1.Introducere
Combustibilii fosili au jucat rolul cel mai important în dezvoltarea recentă a omenirii. Fie că
este vorba de cărbune, de țiței sau derivatele acestuia ori de gaze naturale, fiecare dintre acestea și –
au adus rolul lor în progresul societății prin dezvoltarea industrială pe care au facilitat -o. Nu este
însă un element de noutate faptul că atât diminua rea resurselor care au făcut să crească încontinuu
prețul acestora, cât și poluarea pe care o produc, prin eliberarea masivă de CO și CO2 în atmosferă,
fapt care a dus la apariția efectului de seră și la creșterea semnificativă a temperaturii medii
mondial e, a determinat căutarea de noi soluții pentru înlocuirea acestor combustibili poluanți și
limitați cantitativ cu alții care să fie atât ecologici cât și să permită utilizarea pe termen nedefinit
fără frica epuizării acestora.[1]
http://drept.ucv.ro/RSJ/im ages/articole/2009/RSJ2/A06Ilie_Bischin.pdf
Efect de seră este un termen folosit pentru a evidenția contribuția anumit or gaze emise
natural sau artificial la încălzirea atmosferei terestre prin modificarea permeabilității atmosferei la
radiațiile solare r eflectate de suprafața terestră. Principalul gaz cu efect de seră este CO 2. Pe de alta
parte, suntem responsabili pentru calitatea aerului pe care îl respiram si decizia de a controla
emisiile poluante (NOx, CO, HC, PM) ne aparține.
https://ro.wikipedia.o rg/wiki/Efect_de_ser%C4%83[2]
În marile orașe, traficul rutier este responsabil pentru 90% din concentrațiile de monoxid de carbon
și plumb din aer, pentru 65% din concentrațiile de oxizi de azot și hidrocarburi și un procent
important de al particulelor aflate în suspensie.Se cunoaște faptul că, 80% din bolile de cancer sunt
datorate substanțelor nocive din atmosferă. Emisiile eliberate de automobile în atmosferă reprezintă
un factor dominant al poluării atmosferice, mai ales hidrocarburile aromatice. În traficul din
România, s -a constatat faptul că, autovehiculele echipate cu MAS, depășesc valorile nivelului de
poluare admis, în proporție de 70%, iar cele cu MAC ating un procent de 86%. Având în vedere
acest lucru este ușor de imaginat nivelul de poluare din orice intersecție luată spre studiu, din orice
oraș important al țării. Este necesar a se găsi soluții și măsuri care să permită o acțiune susținută atât
pe plan național cât și local de către autoritățile competente, pentru a putea reduce nivelul de
poluare datorat traficului rutier, și pentru a putea oferi locuitorilor acestor orașe un aer curat.
https://biblioteca.regielive.ro/proiecte/ecologie/impactul -emisiilor -poluante -ale-autovehiculelor –
asupra -mediului -239963.html[3]
Tipuri de emisii poluante
În funcție de tipul motorului ce echipează un automobil, benzină sau diesel, gazele de evacuare
conțin substanțe chimice în proporții diferite. Tipul substanțelor poluante din gazele de evacuare și
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
103
sursa principală din care acestea provin, în funcție de tipu l motorului sunt sintetizate în tabelul
următor:
Tabel 7.1.Tipul substanțelor poluante din gazele de evacuare
De reținut că, substanțele nocive prezente în atmosferă se încadrează în două categorii: avem
substanțele primare, în stare gazoasă sau solidă, ce se regăsesc direct în gazele de evacuare ale unui
automobil (HC, CO, NOx și PM) și substanțe secundare care sunt reprezentate de smogul
fotochimic și smogul umed. http://www.e -automobile.ro/categorie -poluare/23 -emisii -automobile –
sanatate.html[4]
Crește rea efectului de seră și încălzirea globală determină constructorii de automobile să îsi pună
problema scăderii emisiilor poluante și implicit a consumului de combustibil. O mobilitate
sustenabilă implică, pe lângă satisfacerea propriilor dorințe în legătu ră cu noile modele de
autovehicule și un compromis între consum,performanțe și emisii poluante și fiabilitatea
componentelor unui autovehicul. Pentru acestea, omologarea unui autovehicul din punct vedere
emisii poluante nu se face doar la standul cu rulour i, cât și în trafic real. De asemenea, vechiul ciclu
de omologare NEDC (New European Driving Cycle) a fost înlocuit cu WLTP (Worldwide
Harmonized Light Vehicle Test Procedure) deoarece spre deosebire de cel nou, ciclul NEDC
funcționa pe o plajă restrânsă d in întreaga plajă de funcționare a motorului. Pentru o precizie mai
bună a rezultatelor si pentru exploatarea unei zone mai vaste din întreaga plajă de funcționare a
motorului, testele sunt completate de testele în trafic real RDE (Real Driving Emissions) .
Noile valori măsurate de consum sunt aplicabile pentru autovehiculele care au intrat pe piață
începând cu septembrie 2017. Aceste valori vor fi calculate și valorificate folosind noul standard
WLTP( Worldwide Harmonized Light Vehicle Test Procedure). Ace asta este o procedură de testare
standardizată la nivel mondial, destinată determinării consumului de combustibil și emisiilor din
gazele de evacuare într -un timp cât mai scurt.
Unul dintre obiectivele principale ale abordării ciclului WLTP este de a asig ura mijloace
standardizate de determinare a emisiilor din gazele de evacuare și a consumului e energie pentru
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
104
diferite sisteme de propulsie, precum motoarele pe benzină, diesel, CNG și cele electrice.
Autovehiculele de același tip trebuie să aibă aceleași rezultate oriunde în lume, atunci când
procedura WLTP este urmată în mod corect. Din acest motiv, consumul de combustibil și emisiile
sunt analizate în condiții de încredere, pe bancul de testare cu rulouri, în baza unui profil de condus
dinamic. https://w ww.volkswagen.ro/wltp/wltp -pe-scurt[7]
În prezent , norma de poluare după care funcționează toți constructorii este EURO 6, aceasta a intrat
in vigoare din anul 2012.
Norma de poluare EURO 6 este cea mai strictă în standardul european în privința emisiilor
poluante. Aceasta afectează, în special, standardele pentru autovehiculele echipate cu motoare
diesel. În comparație cu standardul precedent, Euro 6 se axează în co ntinuare pe scăderea celor
două tipuri de emisii poluante: oxizi de azot (NOₓ) și pulberi în suspensie (PM).
Limitele sunt destul de stricte:
NOₓ este redus cu 80% – până la 0,40 g / kWh (ciclu staționar european)
NOₓ este redus cu 77% – până la 0,46 g / k Wh (ciclu european tranzitoriu)
PM este redus cu 50% – până la 0,01 g / kWh
În consecință, pentru a reduce suficient noxele, toți producătorii au nevoie de ambele tehnologii
precum EGR și SCR, să lucreze împreună pentru a se încadra în nivelurile de emisii stabilite de
Euro 6. https://adblue.blog/scurt -istoric -al-normelor -de-poluare -euro-1-6/[8]
Fundamente teoretice
Funcționarea dupa ciclurile WLTP + RDE înseamnă lărgirea plajei de funcționare a motorului ,
ceea ce conduce la eforturi suplimentare pentru ca librarea motorului.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
105
Fig. 7.1 .Cicluri standard de omologare
NEDC și WLTP
Noua procedură de testare a modificat ciclul de conducere și are specificații de testare mai stricte.
Acestea includ o durată mai lungă de testare, precum și o viteză maximă mai ma re.
Măsurătorile se fac în patru intervale de viteză, pe un banc de testare cu rulouri, după pornirea la
rece: până la 60 km/h, până la 80 km/h, până la 100 km/h și peste 130 km/h. Autovehiculul
accelerează și frânează în mod repetat în cadrul acestor faze . Astfel, viteza maximă este cu 10 km/h
mai mare decât la ciclul NEDC. În plus, viteza medie este de aproximativ 47 km/h de asemenea,
mai mare, în vechiul ciclu era aproximativ 33 km/h. Pentru camera de testare este prevăzută o
temperatură de 23°C. Anteri or, NEDC impunea o temperatură cuprinsă 20 -30° C. Întregul ciclu de
conducere WLTP durează aproximativ 30 de minute, în schimb, NEDC dura doar 20 de minute.
Distanța a crescut de la 11 kilometri la 23 de kilometri, spre deosebire de NEDC, WLTP are în
vedere dotări opționale specifice și modul în care acestea influențează masa, caracteristicile
aerodinamice și consumul de energie (în modul standby). Dotările opționale care consumă energie,
precum sistemul de aer condiționat și încălzirea nu sunt activate î n timpul procedurii de
testare.Valorile emisiilor măsurate în timp real (RDE) sunt acum o parte integrantă a testelor
europene privind emisiile de vehicule. Poate că aspectul său cel mai important pentru producătorii
de vehicule și calibratorii de motoare sunt condițiile în schimbare rapidă în care motorul trebuie să
funcționeze în condiții reale. https://www.volkswagen.ro/wltp/nedc -si-wltp[6]
Analizoare de gaze pentru măsurarea emisiilor poluante în RDE (Real Driving Emissions)
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
106
O caracteristică cheie a analizoarelor de gaze este timpul de răspuns la un interval de câteva
milisecunde și capacitatea de aliniere și identificare a parametrilor motorului care sunt responsabili
pentru "vârful" emisiilor în condiții cum ar fi: pornirea la rece, modificările t reptelor de viteză,
accelerațiile grele .Adesea, un parametru cheie este raportul aer / combustibil exprimat cu "lambda"
normalizat, momentul de injecție a combustibilului și temporizarea supapelor sunt, de asemenea,
importante.
Un avantaj al adaptării ana lizoarelor de gaze pentru utilizarea la bord este păstrarea flexibilității
acestora de a fi ușor configurate de către utilizatorul final pentru utilizarea fie în vehicul. Unitatea
principală de control cu două canale și capetele eșantionului analizorului rămân în mare parte
neschimbate, dar pentru testare RDE este folosit un dulap compact cu pompă de vid integratși
invertor de 12V . O baterie de agrement poate apoi să alimenteze sistemul pe durata testului RDE
după o încălzire inițială de o oră pe rețeaua de alimentare.
Scopul lucrarii
Lucrarea are ca scop sa evidențieze consumul de combustibil în timpul rulării automobilului cu
viteza constantă și în diferite trepte de viteză.
Un alt punct pe care dorim să îl tratăm reprezintă nivelul emisiilor poluante (CO, NOx) și a gazelor
cu efect de seră (CO2) .
Fig. 7.2. Diagrama de izoconsumuri
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
107
Nivelul de emisii l -am măsurat cu PEMS (Portable Emissions Measurement Systems), echipament
folosit la testele RDE (Real Driving Emissions) pentru omologarea autovehiculelor.
PEMS -ul e un “laborator” portabil folosit pentru determinarea numărului de emisii. El e constituit
dintr -un EFM (exhaust flow mass), un analizor de gaze (CO,CO2,NO,NOx,PM) si un PC pentru
stocarea datelor.
Fig. 7.3. Echipament pentru măs urarea emisiilor poluante în timp real (PEMS)
Descrierea aparatului KMA Mobile de la AVL
Pentru efectuarea masurătorilor am folosit sistemul de măsură AVL KMA Mobile care este
un sistem universal de măsurare a consumului de combustibil, a debitelor instan tanee de la 0,16 l/h
la 300 l/h. Acest sistem poate fi folosit în două configurații: cu retur și fără retur. În cazul
experimentelor efectuate am fost folosit un sistem fără retur, caz în care modulul de măsură se
instalează cȃt mai aproape pompa de combu stibil. Sistemul permite o presiune de până la 10 bar.[3]
Beneficiile sistemului AVL KMA Mobile:
– Acuratețe mare și repetabilitate a măsurătorilor;
– Răspuns rapid în cazul măsurărilor efectuate în regimuri tranzitorii;
– Fără influență asupra sistemului de alimentare cu combustibil;
– Posibilitatea de a ajusta presiunea de combustibil și de a condiționa carburantul de pe retur
(presiune și temperatură);
– Mentenanță ușor de realizat;
– Design -ul modular se potrivește cu diferite tipuri de motoare și diferite dimen siuni;
– Plajă de măsură mare;
– Ușor de instalat.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
108
Fig. 7.4.Echipamentul de la AVL KMA Mobile
Pentru masuratori am folosit si softul DDT 2000 , soft dedicat mărcii Logan care ne oferă date
despre modulele vehiculului dar și date specifice cum ar fi : model ECU, tip motor, serie sasiu, serie
motor, etc.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
109
Măsurătorile au fost efectuate pe pista de încercări auto de la Merișani pe două autovehicule:
un Duster echipat cu un motor de 1,6l ce poate funcționa atât cu benzina, cât și cu GP L
pentru testele de emisii și un Logan ce dispune de un motor de 1,4l utilizat pentru testele de
consum de combustibil.
Fig. 7.5. Locația unde s -au efectuat testele (Merișani)
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
110
Datele au fost prelucrate cu ajutorul programului Concerto
Fig.7.6. Prelucrarea datelor cu ajutorul programului Concerto
REZULTATE SI DISCUȚII
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
111
După prelucrarea datelor am obținut următoarele valori ale consumului în funcție de fiecare treaptă
de viteză cu ajutorul echipamentului PEMS , rezultatele se pot observa în tabelul de mai jos :
Tabel 7.2. Rezultatele emisiilor efectuate pe Duster cu ajutorul echipamentului PEMS
Nr. Experiment v_avrg
[km/h] CO2_[g/km
] CO_[g/km
] NO x_[g/km
] EFM_AVR
G
1 Benzina_tr
3 45.451 100.61 0.10129 0.0011423 31.794
2 Benzina_tr
4 46.898 88.923 0.17433 0.0006858 28.218
3 Benzina_tr
5 45.726 85.159 0.29646 0.0010544 26.455
4 GPL_tr 3 44.211 93.621 0.46055 0.0020292 30.757
5 GPL_tr 4 45.393 80.739 0.29554 0.0031175 27.248
6 GPL_tr 5 44.792 78.34 0.53044 0.0042446 26.234
Prelucrarea datelor pe vehiculul Logan , care a folosit ca si combustibili benzina si GPL, aflând
astfel valorile emisiilor de CO 2, CO ,NO X funcție de treapta de viteză, acestea se pot observa in
tabelele 3 si 4:
Tabel 7.3.Valorile emisiilor poluante r ezultate în urma utilizării benzinei
BENZINA
III IV V
g/km g/h g/kWh g/km g/h g/kWh g/km g/h g/kWh
CO 2 100.61 4573 1036 88.923 4170 899 85.159 3894 874
CO 0.10129 4.60 1.043 0.17433 8.18 1.76 0.29646 13.56 3.04
NOx 0.00114 0.0519 0.012 0.00069 0.0322 0.0069 ######## 0.0482 0.0108
Tabel 7.4.Valorile emisiilor poluante folosind ca și combustibil GPL
GPL
III IV V
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
112
g/km g/h g/kWh g/km g/h g/kWh g/km g/h g/kWh
CO 2 93.62 4139 979 80.739 3665 832 78.34 3509 813
CO 0.46055 20.361 4.82 0.29554 13.415 3.04 0.53044 23.759 5.51
NOx 0.0020 0.0897 0.0212 0.0031 0.1415 0.0321 0.0042 0.1901 0.0441
Fig. 7.7. Diagrama emisiilor de CO 2
020406080100120
CO2_[g/km]Emisiile de CO2
Benzina_tr 3
Benzina_tr 4
Benzina_tr 5
GPL_tr 3
GPL_tr 4
GPL_tr 5
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
113
Fig.7.8.Diagrama emisiilor de CO
Fig.7.9. Diagrama emisiilor de NO X
00,10,20,30,40,50,6
CO_[g/km]Emisiile de CO
Benzina_tr 3
Benzina_tr 4
Benzina_tr 5
GPL_tr 3
GPL_tr 4
GPL_tr 5
0,00000,00050,00100,00150,00200,00250,00300,00350,00400,0045
NOx_[g/km]Emisiile de NOx
Benzina_tr 3
Benzina_tr 4
Benzina_tr 5
GPL_tr 3
GPL_tr 4
GPL_tr 5
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
RAMONA -MIHAELA MUCENIC
114
Concluzii
Indiferent de calibrarea constructorului, beneficiarul influențează cel mai mult consumul de
combustibil. Mai există și alți factori care influențează consumul de carburant, cum ar fi: starea
tehnică a autovehiculului ( presiunea din pneuri, verificarea și schimbare a filtrului de combustibil,
etc). Inovațiile aduse in domeniul auto au condus la scăderea consumului de combustibil ( sistemul
start&stop) și implicit la reducerea emisiilor poluante .
Cunoașterea autovehiculului pare amuzant, dar pentru ca un conducător a uto să fie cât mai eficient
trebuie să cunoască foarte bine automobilul pe care lucrează. Un minim de cunoștințe mecanice este
binevenit, iar cunoașterea parametrilor optimi de funcționare ai motorului poate cântări destul de
mult pe termen lung. E importa nt ca exploatarea motorului să se facă la turații optime, mersul
subturat sau supraturat implicând automat un consum mai mare de resurse.
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: Licenta Ramona 2018 [604045] (ID: 604045)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.