Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza [607439]

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

1

UNIVERSITATEA POLITEHNICA DIN BUCURESTI
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA SI MECATRONIC
DEPARTAMENTUL DE TERMOTEHNICA,MOTOARE,ECHIPAMENTE TERMICE SI
FRIGORIFICE

PROIECT DE DIPLOMA

Proiectarea ele mentelor principale ale unui motor cu aprindere prin
scanteie cu puterea de 80 kw si turatie de 6000 rpm.
Cu tema speciala : Imbunatatirea performantelor motorului cu
turbosupraalimentare si recuperare de caldura .

Coordonator științific:
S.L. dr. ing. RACOVITZĂ Alexandru Absolvent: [anonimizat]

2017

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

2
Cuprins
1.Introducere ……………………………………………………………………. …………………………. ……3
1.1 Generalitati ………………………………………………………………………. ………… ………………3
1.2 Informatii referitoare la motorul studiat ………………………………. ……………………………4
1.3 Modul de function are…………………………… ……………………………………………………….6
1.4 Elemente componente ale motorului ………………………………… ……………………………. 7
1.5 Ciclul de func tionare al motorului cu 4 timpi…………… …………… …………….. ………… .10
2. Calculul termic ………………… ………………………………………………………………………. ……11
2.1 Calculul arderii …………………………….. ……………. …………………………. …………………..16
2.2 Bilantul termic al motorului ………… …………………. …………………………. …………………21
2.3 Trasarea diagramei indicate ………………………………. ………………………………………..25
3. Calculul dinamic ……………………………………………… ………………… …………………………. 28
3.1 Generalitati ,ordinea de aprindere …………………… …………………. …………………………28
3.2 Mecanism biela -manivela …………… ………….. …………….. ……………………………………30
3.3 Cinematica pistonului ………………. …………………… ………. ……….. …………………………31
3.4 Cinematica bielei ………………………………………………….. ……………………….. ………….33
3.5 Forte si momente din mecanismul motor……………………… …………………………… ….36
3.6 Rezultatele finale ale calculului dinamic si diagramele…….. …………………… ………..40
4.Calculul de dimensionare si verificare al elementelor componente ale mecanism ului
motor …………………….. …………………………. ……………… ……………………………………………. 45
4.1 Cal culul si constructia pistonului…………………….. ………………………… ………………… .45
4.2 Calculul si constructia boltului ……… ………………………. ……………… …………………….. 54
4.3 Cal culul si constructia segmentilor……………………….. ……………………… ………………60
4.4 Calculul si constructia bielei ………………………………………………. ……………. …………. 62
4.5 Calculul si constructia arborelui cotit…………………….. ………………. ……….. ……………78
5.
5.1
5.2
5.3
6 Bibliografie

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

3
1.Introducere

1.1 Generalitati

În ultimii ani se constată o tendință de îmbunătățire a performanțelor motoarelor
destinate autovehiculelor în sensul creșterii puterii specifice, scăderii consumului de
combustibil și nivelului noxelor din gazele de evacu are. Există și tendința de înlocuire a
materialelor tradiționale cu scopul micșorării masei specifice fără a afecta fiabilitatea
motorului.
Se numeste motor cu combustie interna orice dispozitiv care obtine energie mecanica
direct din energie chimica p rin arderea unui combustibil intr -o camera de combustie care
este parte integranta a motorului(spre deosebire de motoarele cu ardere externa unde
arderea are loc in afara motorului.).
Termenul Motor cu ardere internă (MAI ) este folosit aproape întotde auna pentru a se
referi în mod specific la motoare cu piston, motoare Wankel și modele similare în care
arderea este intermitentă. Cu toate acestea, motoarele cu combustie continuă, cum ar fi
motoarele cu jet, cele mai multe rachete și multe turbine cu gaz sunt, d e asemenea,
motoare cu ardere internă.

Exista de fapt patru tipuri de baza de motoare cu ardere interna dupa cum urmeaza:
motorul Otto,motorul Diesel, motorul cu turbina pe gaz si motorul rotativ.
Primul motor cu ardere internă a fost creat de Samuel Brown în 1823, dar nu a fost
inventat până în 1877 când Nikolaus Otto a inventat primul motor cu combustie internă
în ciclul în patru timpi, pe care la inventat prototipul motorului modern.

Motorul Otto este denumit astfel dupa numele inventa torului sau Nikolaus August Otto,
iar motorul Diesel dupa in aceeasi maniera dupa numele inginerului german de origine
franceza Rudolf Diesel.
Motorul Diesel este folosit pentru generatoare de energie electrica, de asemenea el
este utilizat si la camio ane si autobuze precum si in unele automobile. Motorul Otto este
motorul folosit pentru majoritatea automobilelor .
Avantajele acestora este portabilitatea. Este mai convenabil a utilizarea acestui tip de
motor fata de motoarele electrice . Chiar și în ca zul vehiculelor hibride, acestea folosesc
încă un motor cu combustie internă pentru a încărca bateria. Dezavantajul este
poluarea ,gazele care sunt scoase afară.. Poluarea fonică este un alt factor, multe
motoare cu ardere internă sunt foart e put ernice. Unele sunt atât de tare incat oamenii au
nevoie de pr otecție auditivă pentru a preveni deteriorarea urechilor. Un alt dezavantaj
este dimensiunea. Es te foarte impractic să avem motoare de dimensiuni mari care pot
avea orice putere. Motoarele e lectrice sunt mult mai practice pentru acest lucru.

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

4

1.2 Informatii referitoare la motorul studiat

Tema are in vedere proiectarea elementelor principale ale unui motor cu aprindere
prin scanteie cu o putere de 80 Kw si cu o turatie de 6000 rpm care echi peaza un
automobil .
In urma a mai multor cercetari privind gasirea unui motor tinta , din 10 motoare cu date
de functionare apropiate de motorul din tema proiectului , am ales un motor care
echipeaza o masina marca Renault Laguna III , avand o putere de 82 kW si cu o turatie
de 6000 rpm.
Acest motor este antrenat de o cutie de viteze manuala in 5+1 trepte ajugand la o
viteza maxima teoretica de 192 km/h utilizat pe autoturismul respectiv.

Figura 1.1 Automobil Renault Laguna III -fata [7]

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

5
Motorul studiat este aspirat si dispune si de 4 supape pe cilindru insemnand ca este
un motor cu 16 valve.

Figura 1.2 Automobil Renault Laguna III -spate [7]
Motorul utilizat de autoturismul aflat in discutie este un propulsor cu o cil indree de
1598 cmc si dezvolta o putere de 82 kW avand o injectie directa multi -punct si un cuplu
maxim de 151 Nm la o turatie de 4250 rpm.

Figura 1 .3 Motor Renault Laguna III

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

6
1.3 Modul de functionare
Motorul cu ardere interna este sursa de alimenta re pentru toate vehiculele
moderne.Principiul său principal de funcționare este că arderea sau arderea constantă a
aerului și a combustibilului în camera de ardere creează o forță care pun in miscare
componentele motorului cu mare viteză și forță. Mișcarea și forța sunt transferate catre
roțile vehiculului prin componente ale altor sisteme .
Aerul din sistemul de admisie al vehiculului și combustibilul din sistemul de alimentare
cu combustibil este livrat într -o zonă situată la partea superioară a fiecă rui cilindru
cunoscut sub numele de camera de ardere.Supapele de admisie și evacuare sunt
așezate în găuri în partea superioară a camerei de ardere.Când se deschide supapa de
admisie, o cantitate măsurată de aer și amestec de combustibil intră în cameră. În
fiecare cilindru, un piston se deplasează în sus și în jos. Pistoanele sunt componente
metalice puternice, cilindrice, ale căror vârfuri formează baza fiecărei camere de
ardere. Odată ce aerul și combustibilul sunt livrate în camera de ardere și pistonul se
deplasează în sus, amestecul este comprimat.Bujiile se declanșează atunci când
sistemul de temporizare a scântei determină acest lucru, iar amestecul comprimat se
aprinde.
Aprinderea aerului comprimat și a combustibilului exercită o forță extraordi nară pe
partea superioară a pistonului, deplasându -l în jos în cilindru. În acest moment, trebuie
menționate câteva alte componente: biela și arborele cotit. O bară de legătură (biela)
este atașată la interiorul fiecărui piston. Capătul inferior al bielei se conectează la o
secțiune a arborelui cotit. Arborii cotiți au numeroase secțiuni care nu sunt în linie,unele
secțiuni cad în linia centrală, iar altele sunt compensate. Secțiunile de offset sunt
înconjurate de capetele inferioare ale barelor de legătură .Când pistonul este forțat în
jos, biela se deplasează cu el. Biela formează o legătură între piston și arborele
cotit, Totuși, proiectarea arborelui cotit determină mișcarea să fie rotativă. Arborele cotit
se rotește când biela il forțează. O componentă n umită volant (la autovehiculele cu
transmisie manuală) sau un convertizor de cuplu (la autovehiculele cu transmisii
automate) este conectată la un capăt al arborelui cotit. Această componentă este
punctul de legătură dintre motorul vehiculului și trenul de acționare.
Odată ce pistonul s -a deplasat în jos după ardere, mișcarea rotativă a arborelui cotit o
deplasează înapoi pe cilindru. În acest moment, supapa de evacuare este deschisă, iar
gazul rămas din ardere este impins in afara cilindrului prin evacu are. Odată ce această
supapă se închide și pistonul se deplasează din nou în jos, supapa de admisie se
deschide și vidul parțial creat de mișcarea în jos a pistonului trage mai mult amestec în
cameră. Valorarea sincronizării este controlată de arborele cu came, o componentă care
este legată de arborele cotit. Arborele cu came se rotește la jumătate din viteza
arborelui cotit. Este compus din lobi sau butoni în formă de ouă ale căror capete lungi
împing supapele direct sau prin componente legate de supape pe ntru a le
deschide. Odată ce capătul lung al lobului iese din supapă sau din componenta legată,
presiunea arcului aduce supapa in pozitia inchisa.

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

7
Atunci când motorul cu ardere internă este pornit pentru prima dată, este necesar un
motor de pornire pen tru a începe mișcarea.Motorul folosit se numeste electromotor
deoarece este un motor electric alimentat de la bateria masinii. Odata ce prin
antrenarea motorului cu ajutorul electromotorului se produce arderea , electromotorul
intra in repaus pana la urmat oarea pornire a motorului.

1.4 Elemente componente ale motorului

O înțelegere a motorului cu ardere internă necesită o prezentare generală a
componentelor principale ale motorului.Componentele care intră în contact direct cu
arderea sunt : cilindru l(1), pistonul(2) , supapele (3) și bujiile (4).

1.4.1 Cilindrul
Cilindrul unui motor cu combustie internă este închi s la un capăt de o placă numită
cap și deschisă la celălalt capăt, pentru a permite oscilația liberă a bielei, care unește
pistonul cu arborele cotit. Capul buteliei conține bujiile (chiulasa) la motoarele cu
aprindere prin scânteie (benzină) .
La majoritatea motoarelor, supapele care controlează admis ia amestecurilor de
combustibili proaspeți și evacuarea combustibilului ars sunt de asemenea situate in
capul clindrului .

Fig 1. 4 Cilindru sectionat [8]

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

8
1.4.2 Pistonul

Pistonul asigura evolutiile fluidului motor necesare producerii lucrului mecanic.
Pistonul cu segmentii si boltul alcatuiesc grupul piston.

Partile componente ale pistonului sunt: capul , care vine in contact cu gazele din
cilindru; regiunea portsegmenti , cuprinzind mai multe canale circulare in care se
monteaza segmentii; mantaua care ghideaza pistonul in cilindru; locasurile boltului,
numite si umerii pistonului . Distanta de la capul pistonului la axa orificiilor din umeri se
numeste inaltime de comprimare.

Figura 1. 5 Partile componente ale pistonului

In figura 1.15 este pre zentat un piston care este notat cu urmatoarele parti
componente:

1.camera de ardere
2.capul
3.bosajele pentru bolț
4.fusta
5.inserțiile din oț el sau fontă
6.bolțul
7.siguranțele bolț ului
8.segmenț ii

1.4.3 Supapele
Supapa este alcătuită din două parți, talerul supapei , care obturează canalul din
chiulasă și tija supapei care primește mișcarea, ghidează supapa în timpul mișcării și
evacuează o parte din căldura transferată supapei.

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

9

Figura 1. 6 Supape [9]
Supapele se deschid în interiorul ci lindrului pentru a beneficia de forța de apăsare a
gazelor cât timp sunt închise (etanșare mai bună). Supapele de admisie, comparativ cu
cele de evacuare, au diametrul talerului mai mare deoarece orificiul de admisie este mai
mare. Acest lucru favorizează umplerea mai bună a cilindrului cu gaze proaspete în
timpul admisie. Pentru a rezista la solicitări mecanice și termice intense supapele sunt
confecționate din oțel înalt aliat
1.4.4 . Bujiile
La motoarele pe benzină arderea amestecului aer -carburant es te inițiată de o sursă
externă. Sursa aprinderii amestecului este generată de bujie . Aceasta produce o
scânteie care aprinde amestecul aer -combustibil din camera de ardere. Poziționarea
bujiei în camera de ardere trebuie optimizată astfel încât să facilite ze aprinderea
amestecului aer -combustibil .

Figura 1.7 Bujie [10]

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

10
Aprinderea în motoarele pe benzină este electrică. La pornirea motorului, energia
electrică este furnizată de bateria de acumulatori iar în timpul funcționării motorului de
alternator . Tensiunea electrică de la baterie este multiplicată de bobinele de inducție
care, mai departe alimentează bujiile. La motoarele moderne calculatorul de injecție
controlează generarea periodică a scânteii pentru fiecar e cilindru (bujie) în parte.
Energia electrică conținută în scânteie conduce la inițierea arderii amestecului aer –
carburant.
1.5 Ciclul de functionare al motorului cu 4 timpi:
Intrarea amestecului de aer / combustibil(admisia): Amestecul intră prin sup apa de
admisie datorită diferenței de presiune, deoarece presiunea din exteriorul camerei este
mai mare și fluidul curge întotdeauna de la presiune înaltă la presiune scăzută. Aceasta
se numește aspirație. În aceasta aspiratie, pistonul se deplasează de su s în jos sau în
general scris ca de la PMI(punct mort inferior) la PME(punct mort exterior) .
Compresie : Acum, când camera este umplută cu amestec, supapa de admisie se
închide și pistonul pornește din PME(punct mort exterior) catre PMI(punct mort
inferior). Prin aceasta etapa amestecul este comprimat în interiorul camerei de ardere și,
prin urmare, este presurizat, ceea ce duce la creșterea temperaturii. Ambele valve sunt
ținute închise (așa cum a fost reglată în timpul sincronizării supapelor).
Aprinderea / arderea combustibilului(destinderea): Pentru a scoate energia din
amestec, acum amestecul chiar înainte de sfârșitul cursei de comprimare este aprins cu
ajutorul unei bujii (numai în cazul motoarelor cu benzină) furnizate la partea superioară
a camerei care dă scânteie amestecului și, prin urmare, se realizeaza aprinderea
combustibilului impingand pistonul de la PMI(punct mort inferior) catre PME(punct mort
exterior) . Acesta etapa realizeaza lucrul mecanic al motorului .
Evacuare : Amestecul ars produce gaze de ardere în interiorul camerei și este
necesar să fie îndepărtat pentru a repeta același ciclu, care este din nou efectuat de
principiul diferenței de presiune.Aceasta se numește cursa de evacuare,de la
PME(punct mort exterior) catre PMI( punct mort inferior) , iar în acest moment supapa de
evacuare este deschisă pentru a permite gazelor de ardere de înaltă presiune să iasă
din cameră.

Fig 1. 8 [11]

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

11
2. Calculul termic

Calculul termic al motorului are ca scop aflarea marimilor de stare ale fluidului motor
,acestea fiind determinate pentru trasarea diagramei indicate pe care urmeaza ca
motorul sa o realizeze in timpul functionarii .
La proiectarea unui motor nou se stabilesc performanțele ce trebuie realizate, în
funcție de destinația mot orului și nivelul de dezvoltare atins pe plan mondial. Astfel,
apare ca rațional să se demareze calculul termic pornind de la puterea litrică pe care va
trebui să o rea lizeze noul motor.
Eficienta termica a unui motor este cantitatea de munca utila pe care un motor o poate
face in functie de cantitatea de caldura introdusa.Eficienta termica este reprezentata de
simbolul η.
Motoarele termice functioneaza adesea cu o efcienta de aproximativ 30% pana la
50% datorita limitarilor practice.Este imposibil c a motorul termic sa atinga o eficienta
termica de 100% in conformitate cu a doua lege a termodinamicii.Desi eficienta
completa intr -un motor termic este imposibila , exista multe metode de a creste eficienta
generala a sistemului.
Pornind de la tema de proiect si de la cercetarile realizate in capitolul anterior se
stabilesc urmatoarele caracteristici ale motorului : 
 tipul motorului: MAS;
 puterea efectivă nominală: Pe=82 kW ;
 turația nominală: n=6000 rot/min ;
raportul de comprimare: ε=9.8 ;
 tipul admisiei: aspirat ;
 alimentare : injecție multipunct ;
 coeficientul de exces de aer: λ=0.9
 numarul de timpi: τ =4 ;
 numarul de cilindrii : i=4 cilindri dispuși in linie.

Pentru a putea realiza calcului termic este nevoie de abordarea urmatorului set de
calcule : [1]

Puterea litrica pe care motorul va trebui sa o realizeze:

Pl=Pe
i∗Vs [kW
dm3] (2.1)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

12
Pl=51.33 [kW
dm3]
Din relatia (1) se poate determina cilindreea motorului:
Vs=P
i∗Pl [dm3] (2.2)
Vs=0.399 [dm3]
Se poate calcula de asemenea presiunea medie efectivă la regimul pentru care se
efectuează calculu l:
pe=30∗τ∗P
i∗n∗Vs [MPa] (2.3)
pe=1.027 [MPa]
Preestimând randamentul mecanic, se poate determina va loarea presiunii medii
indicate.
La motoarele cu ardere prin scanteie , motoare in 4 timpi, la o turatie intre 4000rpm si
8000 rpm , randamentul mecanic are valor i cuprinse intre (0.76…0.82).
Pentru motorul de proiect am ales : 𝜂𝑚=0.82
Alegand randamentul mecanic se poate calcula presiunea medie indicata:
pi=1
ηm∗pe [MPa] (2.4)
pi=1.252 [MPa]
Aleg o valoare convenabilă tipului de motor MAS pentru raportul ψ :
ψ=S
D (2.5)
ψ=1.01
Se pot calcula dimensiun ile fundamentale ale motorului:D
𝐷=√4∗𝑉𝑆
𝜂∗ψ3=79.5 [mm] (2.6)
𝑆=ψ∗S=80.5 [mm] (2.7)
Se determina viteza medie a pistonului :
wp̅̅̅̅=S∗n
30∗10−3[m/s] (2.8)
𝑤𝑝̅̅̅̅=16.1 [m/s]
Pornind de la relația de calcul a presiunii medii indicate pentru un ciclu teoretic:

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

13
pi`=pa∗εmc
ε−1∗[λp∗(ρ−1)+λp∗ρ
md−1∗[1−((ρ
ε)md−1]−1
mc−1∗(1−1
εmc−1)] (2.9)
și ținând cont de pierderile introduse de lucrul mecanic de pompaj și de rotunjirea
diagramei teoretice, se exprimă presiunea medie indicat ă a ciclului real:
pi=ηd∗pi−η∗(pe−pa) (2.10)

Factorii de rotunjire au valori cuprinse in urmatoarele limite:
 ηd=(0.94…..0.97) (2.11)
 𝜂.𝑝=(0.75….0.85) (2.11)

Aleg factorii de rotunjire :
ηd=0.97
η.p=0.85
Valorile informative pentru presiunile de admisie (pa) și de evacuare (pe v) pentru
motoru l in 4 timpi :
pa=(0,90…0.95)∗p0 [MPa]
pe=(1.03…1.10)∗p0 [MPa]
p0 – presiunea atmosferică p0 = 0,1 MPa

Alegand din valorile informative se pot calcula presiunile de admisie respectiv
evacuare:
pa=0.913∗p0=0.0913 [MPa]
pe=1.10∗p0=0.11 [MPa]

Pe baza valorii presiunii medii indicate determinate cu relația (4) și a alegerii
corespunzătoare a parametrilor pa, pev, ηd și ηp se poate explicita din relația (10)
presiune a medie indicată a ciclului teoretic echivalent:

pi`=1
ηd∗[pi+ηp∗(pe−pa)] (2.12)
pi`=1.307 [MPa]

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

14
Pentru stabilirea elementelor caracteristice ale diagramei indicate trebuie precizate în
prealabil valorile următorilor parametri:

 raportul de comprimare ε=9.8;
 exponentul politropic mediu al comprimării mc (1.32….1,36) ,am ales mc=1.34;
 exponentul politropic mediu al destinderii md (1.28….1,32) ,am ales md=1.28;;
 gradul de d estindere prealabilă ρ=1;
 temperatura gazelor la sfârșitul admisiei Ta =320 [K] .

Astfel, parametrii de stare la sfârșitul compresiei vor fi:

pc=pa∗εmc [MPa] (2.13)
pc=1.944 [MPa]

𝑇𝑐=𝑇𝑎∗𝜀𝑚𝑐−1 [K] (2.14)
𝑇𝑐=695.29 [K]

iar raportul de creștere a presiunii pe durata arderii se poate determina:

λP=ε−1
εmc∗(pi`
pa)+1
mc−1∗(1−1
εmc−1)
(ρ−1)+ρ
md−1∗[1−(ρ
ε)md−1] (2.15)

λP=4.45

În acest moment se poate calcula presiunea maximă a ciclului teoretic:

pz=λp∗pc [MPa] (2.16)
pz=8.65 [MPa]

La motoarele cu aprindere prin scanteie presiunea maximă a ciclului real va fi:

pmax=(0.75…0.85)∗pz [Mpa] (2.17)
pmax=0.75∗pz [Mpa]
pmax=6.488 [Mpa]

Dacă această valoare depășește presiunea maximă admisă, avându -se în vedere
solicitările mecanice ale organelor mecanismului motor, se reia calculul lui λ p (relația 2.15)
cu o valoare ma jorată a gradului de destindere prealabilă ρ.

Se repetă calculul prin încercări succesive până ce valoarea presiunii maxime este
limitată la valoarea dorită. Trebuie menționat faptul că micșorarea lui λ p și mărirea lui ρ,
care se obține practic prin micșorarea avansului la injecție, determină deplasarea arderii
în destindere cu consecințe nefavorabile în privința economicității motorului.

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

15

Odată definitivat cuplul de valori λ p și ρ, se poate trece la calculul arderii.

In paralel am efectuat c alculul in programul Excel rezultand urmatoarele :

Tabelul 2.1 Datele initiale ale motorului :

Nr.crt Date initiale
1 Putere [kW] 82
2 Turatie [rot/min] 6000
3 Numarul de cilindri 4
4 Epsilon 9.8
5 Tip motor MAS
6 Presiunea de alimentare [M Pa] 0.0913

Tabel 2.1 Rezultate ardere,date alese

Nr.crt Rezultate ardere
1. Putere litrica [kW/l] 51.33
2. Randament mecanic – 0.82
3. Rapotrul psi S/D – 1.01
4. Presiunea de evacuare [MPa] 0.11
5. Factorul de rotunjire eta d – 0.97
6. Factorul de rotunjire eta p – 0.85
7. Temperatura dupa suflanta [K] 320
8. Epsilon – 9.8
9. Exponentul politropic de comprimare – 1.34
10. Exponentul politropic de destindere – 1.28
11. Grad de destindere prealabila (ro) – 1
12. Exces de aer – 0.9
13. Temperatura ambianta [K] 298
14. Temperatura gazelor arse [K] 900

Tabel 2.3 Presiunile medii :

Nr.crt Presiuni medii
1. Pmi [MPa] 1.29
2. pmi cor [MPa] 1.25
3. Pme [MPa] 1.03

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

16

2.1 Calculul arderii

Arderea combustibililor sau combustia este probabil cel mai comun si evident exemplu
de oxidare si reducere. Combustia este, de asemenea, acel proces care t ransformă
energia potențială a combustibililor în energie cinetică (căldură și lumină).Majoritatea
combustibililor (benzină, motorină, propan, etc.) sunt compuși compuși în principal din
carbon și hidrogen. Aceste hidrocarburi reprezintă o excelentă sursă de energie
potențială, care este eliberată sub formă de căldură în timpul procesului de combustie.

Combustibilul care arde în cilindrii motorului este definit prin participațiile masice ale
conținutului său de carbon (c), hidrogen (h) și oxigen (o). A stfel, combustibilul specific
motoarelor de automobil, benzina (pt. MAS) și motorina (pt. MAC) se caracterizează prin
următoarele compoziții medii:

{ Oxigen−O=0.004 (KgO2
Kg combustibil)
Hidrogen −H=0.142(KgH2
Kg combustibil)
Carbon−C=0.854(KgC
Kg combustibil)

Cantitatea de aer minima neces ara pentru arderea completa a 1kg de combustibil se
poate determina cu relatia :

L0=(H
4+C
12−O
32)∗1
0.21 (kmol aer/kg comb.) (2.18)
L0=0.5073 (kmol a er/kg comb.)

În cazul MAS amestecul aer combustibil se caracterizează prin valori ale coeficientului
de dozaj al aerului, λ, ce variază în jurul valorii stoichiometrice 0,85 < λ < 1,05. Întrucât
calculul termic se efectuează pentru regimul de putere ma ximă, care se obține la
funcționarea cu amestec bogat, se consideră valori ale lui λ în limitele 0,85…0,95.

Aleg coeficientul de dozaj al aerului : λ=0.85

Atunci când λ < 1 compoziția gazelor de ardere este precizată de relațiile: (2.19)

𝑁𝐶𝑂2=(𝐶
12)−0.42∗(1−λ)∗𝐿0=0.039 (kmol CO2/kg comb.)
NH2O=H
2=0.071 (kmol CO2/kg comb.)

NN2=0.79∗L0∗λ=0.341 (kmol CO2/kg comb.)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

17

NCO=0.42∗(1−λ)∗L0=0.032 (kmol CO2/kg comb.)

Cantitatea inițială de încărcătură proaspătă este:

N1=L0∗λ+1
Mc (kmolaer
kgcomb.) (2.20)
N1=0.44 (kmol aer/kg comb.)

unde, Mc reprezintă masa molară a combustibilului. Dacă benzina se aproximează cu
octanul ( C8H18), atunci Mc=114 kg/kmol.

Cantitatea finală de gaze arse este:

N2=NCO2+NH2O+NCO+NN2 (kmol g.a./kg comb.) (2.21)

N2=0.485 (kmol g.a./kg comb.)

Coeficientul dinamic de variație molară se definește ca raportul dintre numărul de moli
de gaze arse și numărul de moli de amestec inițial:

μ0=N2
N1=1.097 (2.22)

Cantitatea de încărcătură proaspătă care pătrunde în cilindrul motorului se amestecă
cu gazele arse rămase de la ciclul precedent, formând astfel încărcătura inițială a
cilindrilor. Numărul de kilomo li de gaze arse reziduale se poate calcula cu ajutorul
ecuației de stare a gazelor perfecte:

Nr=103∗pe∗Vc
R∗Tr (kmoli g.a./ciclu) (2.23)
Nr=6.665∗10−7 (kmoli g.a./ciclu)

unde: pe−[MPa] r eprezintă presiunea de evacuare,
Tr− [K] – temperatura gazelor arse reziduale,
Vc=Vs
(ε−1)=0.045 [dm3], volumul camerei de ardere (2.24)
R=8314 [J
kmolK ],constanta uni versală a gazelor.

Temperatura gazelor arse reziduale la motoarele cu ardere prin scanteie se alege în
limitele:

Tr=(900…1100) [K]
Aleg: Tr=900 [K]
Numărul de kmoli de încărcătură inițială, se calculează în mod similar:

Na=103∗pa∗(Vc∗Vs)
R∗Ta (kmoli/ciclu) (2.25)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

18
Na=1.525∗10−5 (kmoli/ciclu)

iar numărul de kmoli de încărcătură proaspătă rezultă prin diferența celor două cantități:

Npr=Na−Nr (kmoli/ciclu) (2.26)
Npr=1.458∗10−5 (kmoli/ciclu)

Cu aceste date se pot calcula în continuare:

 coeficientul de gaze arse reziduale :

γr=Nr
Npr=0.046 (2.27)

 coeficie ntul de umplere (pentru motoarele cu admisie normală) :

ηv=R∗T0∗Npr
103∗P0∗Vs (2.28)
ηv=0.90

 coeficientul total de variație molară :

μ=Nga+Nr
Npr+Nr (2.29)
μ=1.093

unde:
Nga=Nr∗μ0 (2.30)
Nga=1.6∗10−5

corespunzător numărului de moli de gaze arse.

Rezultă valoarea temperaturii gazelor la sfârșitul arder ii:
Tz=ρ∗λp
μ∗Tc [K] (2.31)
Tz=2830.229 [K]
Bilanțul energetic pe durata arderii în cilindru capătă următoarea formulare:
Qu+Qu=Uz−Uc+pz∗(Vz−Vc) (2.32)
Termenii care exprimă energiile interne ale gazelor din cilindru la începutul arderii ( U0)
și la sfârșitul acesteia ( Uz) pot fi exprimați în funcție de energiile interne specifice:
Uz=Nz∗uz=μ∗(1+γr)∗Npr∗uzg (2.33)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

19
Uc=Nc∗uc=Npr∗(ucpr+γr∗ucg) (2.34)
Energiile interne specifice se determină în funcție de valoarea coeficientului de dozaj
al aerului,la temperatura de sfârșit de ardere Tz și re spectiv de început de ardere Tc.
Energeia internă a încărcăturii proaspete la temperatura de început de ardere Tc se
determină pentru aer.

Tabel 2.4 Energii interne
Energii
interne Aer CO CO2 H2O N2 O2
a 0.00 0.00 0.00330 0.00 0.00 0.00
b 21.73 21.83 38.62 24.50 21.37 23.05
c -898.82 -969.36 -6669.00 -820.11 -771.72 -1369.50
UTc 14933.62 14934.69 21778.47 18338.14 14811.11 15430.45
UgaTc 16034.08 7109.193021
Iz 39969.53 33738.96487 13645.34814
Tz 2791.03 Ty

Termenii care exprimă ener giile interne ale gazelor din cilindru, la începutul arderii și la
sfârșitul acesteia, pot fi exprimați în funcție de energiile interne specifice:

Tabelul 2 .5 Termenii care exprimă energiile interne :
U CO CO2 H20 N2 O2
94378 126827 101822 70555 75428
Participatii 0.038 0.103382 0.141184993 0.717298594 0
Produse 3599.085991 13111.59 14375.67932 50608.73017 0
Total 37302.56

Cu ajutorul relațiilor de mai sus relația de bilanț energetic capătă forma:

Qciclu=Npr∗[μ∗(1+γr)∗uzg−ucpr−γr∗ucg]+pmax∗Vc∗(ρ−1) [kJ/ciclu] (2.35)
Qciclu=1.145 [kJ/ciclu]

Relația (2.35) permite calculul cantității de căldură ce trebuie degajată pe ciclu ( Qciclu )
pentru ca motorul să fie capabil să realizeze performanțele impuse p rin tema de proiect.

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

20
În condițiile asigurării puterii litrice preconizate:

 cantitatea de combustibil ce poate fi arsă complet pe ciclu în cilindru este:
G0 ciclu=103∗Npr
L0 [g] (2.36)
G0 ciclu=0.0287 [g]

 Cantitatea de combustibil care arde cu coeficientul de dozaj este:
Gciclu=G0 ciclu
λ [g] (2.37)
Gciclu=0.034 [g]
 cantitatea de căldură ce poate fi degajată teoretic pri n arderea acestei cantități de
combustibil este pentru motoarele cu ardere prin scanteie :
Qt ciclu=10−3∗Gciclu∗(Qi−NCO∗QCO) [kJ] (2.38)
Qt ciclu=1.215 [kJ]
Unde Qi [kJ
kmol] reprezintă puterea calo rifică inferioară a combustibilului utilizat.
Pentru benzina Qi = 43955
QCO=251100 [kJ
kmol]– puterea calorică molară a oxidului de carbon
La MAS datorită arderii incomplete (λ < 1) gazele de ardere conțin oxid de carbon
(CO) care înglobează o parte din energia chimică a combustibilului .
 se determină valoarea coeficientului de utilizare al căldurii degajate prin arderea
combustibilului în cilindru
ζu=Qciclu
Qt ciclu (2.39)
ζu=0.94

Odată rezolvată problema calcului arderii, trasarea completă a diagramei indicate
teoretice se poate efectua în continuare prin calcularea volumului cilindrului la sfârșitul
arderii :

Pentru motoarele cu ardere prin scanteie Vz=Vc și a param etrilor de stare la sfârșitul
destinderii:

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

21
pd=pz∗(ρ
ε)md [MPa] (2.40)
pd=0.466 [MPa]

Td=Tz∗(ρ
ε)md−1 [K] (2.41)
Td=1.494∗103 [K]

Indicii de economicitate ai motorului pot fi calculați cu urmatoarele relațiile:
 Consumul orar de combustibil:
Ce=Gciclu∗i∗2∗n
τ∗60∗10−3=0.12∗Gciclu∗i∗n
τ [kg
h] (2.42)
Ce=23.34 [kg
h]
 Consumul spe cific efectiv de combustibil :
ce=Ce
Pe∗103 [g
kwh] (2.43)
ce=296.903 [g
kwh]
 Randamentul efectiv al motorului :
ηe=3.6∗106
ce∗Qi (2.44)
ηe=0.276

Fiind finalizat acest calcul se poate continua realizarea calculului pentru bilantul termic.

2.2 Bilantul termic al motorului

Prin bilanțul termic al motorului se înțelege repartiția căldurii între lucrul mecanic
efectiv și diferitele pierderi, ecuația de bilanț termic fiind co nform figurii 2.1: [2]

Qciclut=Qe+Qrp+Qge+Qrac+ΔQin (2.45)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

22

,unde:
 𝑄𝑒– căldura transformată în lucru mecanic efectiv ;
 𝑄𝑟𝑝 – căldura consumată pentru învingerea rezistențelor proprii ;
 𝑄𝑔𝑒 – căldura preluată de gazele de evacuare ;
 𝑄𝑟𝑎𝑐 – căldura transmisă pereților de către fluidul motor ;
 𝛥𝑄𝑖𝑛– căldura conținută în gazele de evacuare la arderea ;

Figura 2.1 Schema bilantului termic al motorului

Exprimând bilanțul termic referitor la 1 kg de combustibil, obținem:

Qciclut=Qi 2.46)
Qe=ηe∗Qi (2.47)
Qrp=(ηi−ηe)∗Qi unde ηi=ηe
ηm (2.48)

Qge – reprezintă diferența dintre entalpia gazelor de evacuare și entalpia fluidului
proaspăt, adică:
Qge=N2∗ige−N1∗pr (2.49)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

23
Dacă se exprimă valorile entalpiilor gazelor de evacuare și fluidului proaspăt cu
relațiile:
ige=uge+R∗Tge (2.50)
ipr=upr+R∗T0 (2.51)
,unde Tge este temperatura gazelor de ardere evacuate si se calculeaza cu formula
urmatoare:
Tge=Td+Tr
2 (2.52)
T0– temperatura fluidului proaspăt la intrarea în sistemul de admisiune iar
uge și upr reprezintă energiile interne specifice calculate la temperaturile Tge și
respectiv T0, atunci Qge devine:
Qge=N2∗(uge+R∗Tge)−N1∗(upr+R∗T0) (2.53)
,unde R=8,314 [kJ
kmol∗K]
ΔQin=Qi−Qin (2.54)
,iar pentru motoarele cu ardere prin scanteie :

Qin=Qi−120000∗(1−λ)∗L0 [kJ
kg] (2.55)
Termenul Qrăc se calculează astfel prin diferența din ecuația inițială a bilanțului
termic.
Pe baza bilanțului termic se proiectează unele instalații auxiliare ale motorului ca:
radiatorul de apă și radiatorul de ulei. Astfel, în realitate au loc schimbu ri între diferitele
pierderi de căldură. Din această cauză, ecuația inițială devine :
𝑄𝑐𝑖𝑐𝑙𝑢𝑡=𝑄𝑒+𝑄𝑔𝑒∗+𝑄𝑟𝑎𝑐∗+𝛥𝑄𝑖𝑛+𝑄𝑟𝑒𝑧 (2.56)
sau scrisă proce ntual prin împărțirea la Qciclut:
𝑞𝑐𝑖𝑐𝑙𝑢𝑡=𝑞𝑒+𝑞𝑔𝑒∗+𝑞𝑟𝑎𝑐∗+𝛥𝑞𝑖𝑛+𝑞𝑟𝑒𝑧 (2.57)
La proiectare se evaluează qrez și se admite ipoteza că
Qge∗=Qge
qge∗=Qge
Qciclut∗100 [%] (2.58)
Căldura preluată în sistemul de răcire se calculează tot prin diferență exprimată
procentual astfel încât pe ciclu are valoarea :

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

24

Qrac∗=qrac∗∗Qciclut
100 (2.59)
In urma calculelor in programul Excel am obtinut urmatoarele date:
Tabel 2.6 Marimi calculate
Marimi calculate
Cilindreea unitara 0.40 l
Presiunea medie efectiva 1.03 MPa
Presiunea medie indicata 1.29 MPa
Alezajul 79.5 mm
Cursa 80.5 mm
Viteza medie a piston ului 16.1 m/s
Presiunea medie indicata corectata 1.35 MPa

Entalpiile interne sunt prezentate in tabelul urmator:
Tabel 2.7 Entalpii interne
Entalpii interne Aer Co Co2 H20 N2 o2
a 0.0015 0.0014 0.0039 0.0044 0.0017 0.0015
b 30.43 30.275 45.3 32.971 29.155 31.649
c -903.44 -1026.44 -5930.2 -920.98 -517 -1542.3
Tev 37314.51 36866.81 53310.33 44394.73 36469.69 38122.03
T0 8987.76 8854.52 4206.76 9267.18 9394.68 8348.9

In urma calculului bilantului energetic al motorului in tabelul 2.8 sunt prez entate
rezultatele:
Tabel 2.8 Rezultatul bilantului energetic
Bilantul energetic motorului Procentual

Qtotal
43955.00 100.00
Q efectiv
13508.38 30.73
Q incomplet
5458.19 12.42
Q evacuare
15350.66 34.92
Q racire
6672.52 15.18
Q rest
2965.25 6.75

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

25
In urma calculelor efectuate se poate realiza trasarea diagramei indicate.

2.3 Trasarea diagramei indicate
In urma efectuarii calculului termic se poate realiza diagrama indicata.Ridicarea
diagramei se foloseste pentru a determina indic ii de perfectiune ai ciclului(randament
indicat,consum specific indicat de combustibil si presiune medie indicata),iar prin
aceasta se mai poate determina calculul pentru solicitarile mecanice si termice din
elementele mecanismului motor.
In urma efectuar ii calculului termic sunt prezentate urmatoarele date:

Tabel 2.9 Randamente si consumuri
Csi 93.33
Randamente indicat 0.37
efectiv 0.31
Consumuri kg/kWh indicat 0.22
efectiv 0.27
Consum orar kg/h 21.85

Tabel 2.10 Rezultate diagrama indicata
pc 1.94 Mpa
Tc 695.29 K
lamdap 4.41 –
py 8.56 Mpa
Ty 2791.03 K
ro 1.00 –
pz 8.56 Mpa
Tz 2791.03 K
Pd 0.46 Mpa
Td 1473.06 K

In urma datelor rezultate se vor trasa diagramele:

 Diagrama p -V (presiune – volum);
 Diagrama p -α (presiune – grade de rotație arbore cotit).

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

26

Fig 2.2 Diagrama teoretica p -V

Fig 2.3 Diagrama reala p -V

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

27

Fig 2.4 Diagrama teoretica p – alfa

Fig 2.5 Diagrama reala p – alfa

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

28

3.Calculul dinami c

3.1 Generalitati,ordinea de aprindere
Efectuarea calculului dinamic se realizeaza pentru a urmari determinarea marimii si
caracterului variatiei sarcinilor care actioneaza asupra pieselor motorului ,fortele si
momentele din mecanismul motor , fiind n ecesare pentru verificarea solicitarilor de
echilibrare si fixare pe sasiu si de verificare a solicitarilor ce apar in piesele componente
ale acestuia, evident dupa ce au fost dimensionate in prealabil. Evaluarea acestor forte
si momente se face prin anali za mecanismului motor.
In cazul motorului studiat ,avand un numar par de cilindri in linie se adopta solut ia cu
plan central de simetrie.
Ordinea de aprindere este stabi la pe baza stelei manivelelor.
Se roteste steaua manivelelor in jurul punctul ui O, in sensul de rotatie al arborelui
cotit, cu 1800. Acum ajung in pozitie de aprindere cilindri 2 si 3. Aprinderea este posibila
in ambii cilindri. Se mai roteste o data seaua manivelelor cu 1800 si in pozitia de
aprindere ajung cilindrii 1 si 4. Deoar ece in timpul acestui ciclu motor a avut loc o
aprindere in cilindrul 1, aprinderea se poate face numai in cilindrul 4. Se mai roteste o
data steaua manivelelor cu 1800 si in pozitia de aprindere ajung cilindrii 2 si 3. Daca in
cilindrul 2 a avut loc deja o aprindere, urmeaza sa se faca aprinderea in cilindrul 4, si
invers. Ciclul se incheie atunci cand cilindrul 1 ajunge din nou in pozitie de aprindere. []

Fig 3.1 Schema arborelui cotit si steaua manivelelor [3]

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

29

Motorul avand 4 cilindri dispusi in lin ie , diferența unghiulară dintre două aprinderi
consecutive va fii de 180 grade de rotație a arborelui cotit .
Y=720
i=720
4=180 RAC (3.1)
In figura de mai jos este prezentata mai detaliat ,pentru motoarele cu 4 cilindri dispusi
in linie, ordinea de aprindere:

Figura 3.2 Ordinea de aprindere a motoarelor in 4 timpi cu 4 cilindri []

In final , pentru motorul in discutie , se alege urmatoarea ordine de aprindere:

1−{2−4−3−1
3−4−2−1

Varianta aleasa este 1 -3-4-2-1

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

30
3.2.Mecanismul biela -manivela

Mecanismul bielă -manivelă este un mecanism cu ajutorul căruia mișcarea de
translație a pistonului este transformată în mișcare de rotație a arborelui cotit.
Prin studiul cinematic al mecanismului motor , se sta bilesc expresiile de
deplasare,viteza si acceleratia fortelor de intertie organelor sale componente.
In cazul mecanismului biela -manivela marimile cinematice depind de modul in care
organele sunt articulate si de pozitia de rotatie a arborelui cotit fa ta de axa cilindrului

Mecanismul biela -manivela poate fi clasat dupa urmatoarele criterii:
1.Mecanism axat – atunci cand distanta este nula
Daca exista o distanta sau o deplasare ,mecanismul devine dezaxat;
2.Mecanism dezaxat – atunci cand exista o d eplasare sau o dezaxare a mecanismului
Dezaxarea poate fi pozitiva , in sensul de rotatie a arborelui cotit, sau negativa, in
sensul opus al arborelui cotit.

In urmatoarea figura este prezentat mecanismul normal axat si dezaxat:

Figura 3.3 a) Mecanism axat
b) Mecanism dezaxat

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

31
Cinematica mecanismului motor este influențat de urmatorii parametrii:

 Parametrul Λ

In functie de rezultatul parametrului Λ se poate determina lungimea bielei și totodata și
înaltimea motorului . Formula de calcul pentru acest parametru este :

Λ=R
L (3.2)
,unde -R – raza manivelei
-L – lungimea bielei

Iar parametrul Λ are valori cuprins e intre (1/3 si 1/5);

 Parametrul h
Parametrul in discutie mai este numit drept coeficient de dezaxare si poate fi determinat
cu ajutorul urmatoarei relatii:
h=H
R (3.3)
,unde – H – dezaxarea
h∈(0.2÷0.3) iar H∈(2÷2.5)

3.3 Cinematica pistonului

3.3.1 Deplasarea pistonului
Cons iderandu -se cazul general al mecanismului normal axat si dezaxat ,pistonul
efectueaza o miscare de translatie alternative intre PMI(punct mort inferior) si
PME(punct mort exterior) .
Deplasarea pistonului se noteaza cu 𝑥𝑝 si se masoara in raport cu PMI. Deplasarea
pistonului se poate calcula cu urmaoarea relatie:

xp=R∗[(1−cos∝)+Λ
4∗(1−cos2∝)] (3.4)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

32

Figura 3.4 Reprezentarea grafică a deplasării pistonului în °RAC

3.3.2 Viteza pistonulu
Viteza pistonului se no teaza cu 𝑤𝑝 si se obtine derivand expresia deplasarii sale in
raport cu timpul , adica :
wp=dxp
dt=dxp
d∝∗d∝
dt=ω∗dxp
d∝ (3.5)
Din formula prezentata mai sus , se deduce expresia aproxim ativa a vitezei pistonului:
wp=10−3rω(sin∝+Λ
2sin2∝) [m/s] (3.6)

Figura 3.5 Reprezentarea grafica a vitezei pistonului în °RAC

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

33

3.3.3 Acceleratia pistonului

Acceleratia pistonului fiind notata cu jp se va sta bili prin derivarea functiei care exprima
viteza lui in raport cu timpul , adica:

jp=dwp
d∝=dwp
d∝∗d∝
dt=ωdwp
d∝ (3.7)
Iar expresia prin care se poate determina acceleratia pistonului pentru mecanismul axat
este :
jp=10−3rω2(cos∝+Λcos2∝) [m
s2] (3.8)

Figura 3.6 Reprezentarea grafică a accelerației pistonului în °RAC

3.4 Cinematica bielei

Miscarea pe care o descrie biela este o miscare plan-paralela,axa ei fiind situate
permanent intr -un plan perpendicular pe axa de rotatie a arbrelui cotit, fiind o miscare
complexa ,in raport cu un punct de referinta .

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

34
3.4.1 Deplasarea unghiulara bielei

Deplasarea unghiulara a bielei este notate cu 𝛽 ,mai fiind numita si oblicitate ,iar
aceasta deplasare mai precizeaza si pozitia axei sale fata de axa cilindrului .
Deplasarea unghiulara a bielei este o functie periodica impara ,de perioada 2 𝜋,iar
relatia de calcul este :

β=arcsin[Λ(sin∝−δ)] (3.9)

Figura 3 .7 Deplasarea unghiulară a bielei în °RAC

3.4.2 Viteza unghiulara a bielei

Prin compunerea unei translatii identice cu aceea a piciorului si o rotatie in jurul
acestuia se poate stabili vit eza unghiulara bielei care este notata cu ωL. Prin urmare ,
viteza unghiulara a bielei se obtine prin derivarea expresiei oblicitatii in raport cu timpul ,
adica:

ωL=dβ
dt=dβ
d∝∗d∝
dt=ωdβ
d∝ (3.10)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

35

In cazul mecanismului normal axat ,vitea unghiular a bielei se determina prin
urmatarea relatie :
ωL=Λωcos∝
√1−Λ2−sin∝2 (3.11)

Figura 3.8 Viteza unghiulară a bielei în °RAC

3.4.3 Acc eleratia unghiulara a bielei

Acceleratia unghiulara a bielei se noteaza cu θL ,si pentru determinarea acesteia se
deriveaza expresia vitezei unghiulare in raport cu timpul , adica :

θL=dωL
dt=dωL
d∝d∝
dt=ωdωL
d∝ (3.12)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

36
In cazul mecanismului axat , prin ecuatiile anterioare se obtine expresia acceleratiei
unghiulare a bielei :

θL=−Λ(1−Λ2)ω2sin∝
(1−Λ2sin∝2)3
2 (3.13)

Figura 3.9 Accelerația unghiulară a bielei în °RAC

3.5 Fortele si momentele din mecanismul motor
In timpul functionarii motorului,in elementele mecanismului motor apar forte si
momente care actioneaza asupra acestuia.Mecanismul motor este actionat de :
 Forta de presiune : forta care este produsa de presiunile gazelor din cilindru
 Fortele de inertie : forte care se dezvolta in miscarea accelerata a maselor
mecanismului
 Fortele de frecare : forte care apar datorita miscarilor relative ale organelor
mecani smului si fortele transmise intre aceste organe
 Fortele de greutate : forte care sunt rezultate in miscarea organelor mecanismului
in campul gravitational

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

37
Pentru a putea realiza calculul de rezistenta si verificarea la vibratii ale componentelor
mecan ismului motor si pentru verificarea la vibratii ale comp onentelor mecanismului
este necesara cunoasterea fortelor si momentelor ce actioneaza in mecanismul motor.
Datorita faptului ca fortele de frecare sunt mici in comparatie cu fortele de presiune si
de inertie ,iar stabilirea acestora este dificila,aceste forte sunt neglijate.

3.5.1 Fortele de presiune a gazelor

Forta de presiune a gazelor este exercitata in mo d direct asupra capului pistonului,
forta si marimea fiind periodic variabil e pe parcu rsul unui ciclu.Presiunile gazelor din
cilindru genereaza o forta care este aplicata pistonului dupa axa cilindrului . Cand forta
actioneaza spre axa de rotatie a arborelui cotit aceasta se considera pozitiva.

Fp=πD2
4(p−pc) (3.14)

, unde : p – presiunea gazelor din cilindru
pc− presiunea existenta in carter

3.5.2 Fortele de inertie ale bielei

Pentru o simplificare a calculului dinamic se realizeaza un sistem de mase e chivalente
care va inlocui sistemul real al maselor in miscare.In cazul acestui sistem se vor lua in
considerare doar doua tipuri de miscari :

 miscare de translatie a grupului piston
 miscare de rotatie a arborelui cotit

In cazul celor doua mase for mula de calcul este :

mL=mA+mB (3.15)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

38

,unde mB ,masa bielei in translatie se calculeaza astfel:

mB=0.275∗mL (3.16)
Iar masa bielei in rotatie este :
mA=0.725∗mL (3.17)

3.5.3 Fortele in miscarea de rotatie

Masa totala aflata in miscare de rotatie , calcul ata pentru un singur fus maneton in
urma caruia apare forta de inertie , este formata din cotul compus din brat
(mbr),maneton ( mM) si masa contragreutatilor ( mcg) .
Calculul fortelor aflate in miscarea de rotatie se realizeaza cu ecuatia :
Fr=−mrRω2 (3.18)
,unde 𝑚𝑟 este masa pieselor în rotație redusă la axa fusului maneton iar relatia de calcul
este :
mr=mA+2mbrρbr
R (3.19)

3.5.4 Forte le in miscarea de translatie

Masele mecanismului motor care sunt participante la miscarea de translatie sunt masa
pistonului,boltului,segmentinor si masa bielei concentrata in piciorul sau.
Pistonul si organele asociate lui alcatuiesc grupul piston ,de masa 𝑚𝑡𝑟,care este masa
pieselor aflate in miscare de translatie si se calculeaza cu urmatoarea formula :
mtr=mgp+mb+(mcc) (3.20)
,unde mgp, masa grupului piston se calculeaza astfel :
mgp=mp+ms+mb (3.21)

Iar mp- masa pistonului , ms –masa segmentilor , mb – masa boltului

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

39
Armonica fortelor aflate in miscare de translatie se calculeaza cu ajutorul urmatoarei
formule :

Fp=mtrR(pω)2Apcos (p∝) (3.22)

3.5.5 Fortele din mecanismul motor ,momentul motor si diagrama polara
O rezultanta compusa din forta de presiune si forta de inertie a maselor aflate in
miscare de stranslatie actioneaza asupra pistonului ,
𝐹=𝐹𝑔+𝐹𝑡𝑟 (3.23)
fiind paralela cu directia de deplasare a pistonului si se va descompune pe doua
directii,una pe directia bielei si cealalta perpendiculara pe directia de deplasare a
pistonului.

Relatii pentru fortele din mecanismul motor:

B=F
cosβ (3.24)
N=F∗tanβ (3.25)
tanβ=Λsin∝
√1−Λsin2∝ (3.26)
βmax=arctg(Λ
√1−Λ2)2 (3.27)

In urma deplasarii fortei B,fiind ca un vector aunecator in centrul fusului manetn si fiind
descompusa dupa doua directii, una normala la maneton ( forta Z) si cealalta tangentiala
la maneton (forta T) , se vor obtine fortele care actioneaza asupra fusului maneton si
asupra fusului palier:
Z=Bcos(∝+β)=F∗cos (∝+β)
cosβ (3.28)
T=Bsin(∝+β)=F∗sin (∝+β)
cosβ (3.29)
Pentru calculul momentului motor se va folosi relatia urmatoare:

M=T∗R (3.30)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

40
,unde : T – reprezinta forta tangentiala iar R – reprezinta raza manivelei;
Fortele T si Z ,inclusiv forta Z si forta de inertie in rotatie a masei bielei in rotatie,
solicita fusul maneton , astfel forta rezultanta care actioneaza asupra fusului maneton
este :
Rm=T+Z+Fa (3.31 )
,unde : Fa=mARω2 [N]

Pentru realizarea grafica a diagramei polare se va folosi urmatarea relatie :

Rm=√(Z−FA)2+T2 [N] (3.32)

3.6 Rezultatele finale ale calculului dinamic si diagramele
In urma preze ntarii capitonului de dinamica s -a efectuat calculul , iar mai jos sunt
prezentate datele finale obtinute :
Tabel 3.1 Date intrare calcul dinamic :
Date intrare calcul dinamic
Simbol Valoare Unitati
D 79.5 mm
S 80.5 mm
r/lb 0.288 –
epsilon 9.8 –
mc 1.34 –
md 1.28 –
lamdap 4.41 –
ro 1 –
presiune admisie 0.0913 MPa
pres evacuare 0.11 MPa
mgp 0.8585 kg
nr.cil 4
turatia 6000 rot/min
ma (biela in rotatie) 0.3625 kg
Tip motor linie 0 V 1 0 –
Unghi V 0 –
latime biela 39 –
nr_coturi 4 –
Calculul fusurilor palier –

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

41
Tabel 3.2 Rezultate pe cilindru
Presiunea medie indicata 1.30 MPa
Momentul mediu 40.50 Nm
Putere indicata cil indru 25.45 kW
Putere indicata motor 101.79 kW
Forta N maxima 2942.86 N
Forta N minima -2288.51 N
Forta R minima -2337 3.74 N
Forta R maxima 23373.74 N
Presiunea maxima 8.56 MPa
Forta R max(fara semn) 23373.74 MPa
Forta R medie 13144.78 MPa

Cu ajutorul datelor rezultate in programul excel , am realizat urmatoarele diagrame:

Figura 3.10 Forța de presiune, forța de inerție si forța totală

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

42

Figura 3 .11 Forțele din mecanismul motor

Figura 3.12 Forțele ,T si momentul motor

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

43
Figura 3.13 Momentul motor rezultant

Figura 3.14 Diagrama polară

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

44
Figura 3.15 Diagrama de uzură

Figura 3.16 Diagrama de uzură in coordonate polare

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

45

4. Calculul de dimensionare și verificare al elementelor c omponente la rezistenta

4.1 Calculul si constructia pistonului
4.1.1 Componenta , functiuni

Pistonul fiind un organ mecanic si care executa o miscare al ternativa de translatie
care impreuna cu segmentii si boltul alcatuieste grupul piston ,indeplineste urmatoarele
functii:
 Realizeaza lucrul mecanic prin variatia de volum in interiorul cilindrului
 Prin deplasarea acestuia de la PMI la PME asigura procesul de admisie si
evacuare a gazelor
 Impiedica scaparile de gaze si patrunderea uleiului in exces prin etanseitatea
segmentilor
 Contribuie la evacuarea caldurii rezultate in timpul arderii

In figura 4.1 este prezentat un piston care este notat cu urmatoa rele parti componente:

1.camera de ardere
2.capul
3.bosajele pentru bolț
4.fusta
5.inserțiile din oț el sau fontă

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

46
6.bolțul
7.siguranțele bolț ului
8.segmenț ii

Capul pistonului fiind in contact cu cu gazele de ardere si in acelasi timp preluand
fortele de presiune este cea mai solicitata zona din punct de vedere termic.Acesta poate
avea diferite forme in functie de tipul motorului cu ardere interna , de exemplu : bombat,
plat sau poate contine parte din camera de ardere.
Regiunea port -segment i cuprinde cele trei canale in care sunt montati segmentii.Ca si
denumire , segmentul cel mai apropiat de capul pistonului,se mai numeste segment de
compresie/foc, urmatorul segment are rolul de etansare si se numeste segment de
etansare iar al treilea seg ment fiind de ungere.
Mantaua , denumita si fusta pistonului , are rolul de a ghida pistonul in cilindru
impreuna cu segmentii si boltul
Distanta de la capul pistonului la axa orificiilor din umeri se numeste inaltime de
comprimare.

4.1.2 Analiza fu nctionala

Fortele gazelor care se exercita asupra pistonului si forta de inertie in translatie sunt
preluate de catre piston.Descompunerea fortelor se va realiza dupa o directie paralela
cu directia bielei si o directoe perpendiculara la axa clindrului ,care apasa pistonul pe
camasa.

Figura 4.2 Descompunerea fortelor

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

47

Datorita fortei care actioneaza asupra pistonului si transmiterea acesteia la
umeri,apare o anumita inclinare a pistonului fata de pozitia de repaos.Prin urmare
etansarea cilindrului de catre segmenti este afectata iar un zona de capat apar eforturi
concentrate.

4.1.3 Materiale pentru realizarea pistonului

Pistoanele sunt in general fabricate dintr -un aliaj de aluminiu turnat pentru o
conductivitate termica excelenta si usoara.
Cele mai multe pistoane sunt fabricate din aliaje de aluminiu turnate in nisip.Aliajul din
aluminiu turnat este usor si are o buna integritate structurala si costuri reduse de
fabricatie.Greutatea usoara a aluminiului reduce masa totala si forta necesara pentru
initierea si mentinerea acceleratiei pistonului.Acest lucru permite pistonului sa utilizeze
mai multa forta produsa de combustie pentru alimentare.

Cerintele ce trebuiesc indeplinite de materialele utilizate in fabricarea pistonului:
 O rezisten ta mecanica ridicata
 Pentru a dezvolta forte de inertie moderate este nevoie de o densitate coborita
 Pentru limitarea uzurilor este nevoie de o duritate ridicara si de proprietati bune
antifrictiune.
 Pentru a utiliza jocuri de montaj mici ,coeficientul de dilatare trenuie sa fie scazut
 Pentru o evacuare mai buna a caldurii conductivitatea termica trebuie sa fie
ridicata
 Costurile de productie scazute
 Prelucrarea usoara

Initial materialul utilizat a fost fonta ,avand avantajul unei prelucrari mai usoare dar
densitate ridicata .In prezent se foloseste aluminiul avand o densitate mai scazuta .

In cazul motorului din proiect ,pentru realizarea pistonului am ales materialul prezentat
in urmatorul tabelul

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

48
Tabel 4.1 Material piston si proprietati

Nume MAHLE 244
densitate 2750 kg/m3
Coef dilatare 0.000021 "-"
conductivitate 130 K-1
Sigma r 140 MPa
Sigma c 80 MPa
E 80000
padm 0.8
tau adm 30
niu 0.33

4.1.4 Stabilirea dimensiunilor pistonului

Pentru dimensionarea pistonului este necesara realizarea acesteia in raport cu
solutiile constructive si functionale alese , pe baza datelor statistice.Deoarece numarul si
dimensiunile pistonului conditioneaza constructia regiunii portsegmenti ,este necesar ca
operatia sa fie efectuata dupa proiectar ea segmentilor si in cazul boltului al carei
dimensiuni trebuie corelate cu cele ale umerilor pistonului este necesara aceeasi ordine.
In figura de mai jos sunt prezentate dimensiunile principale ale pistonului.

Figura 4.3 Dimensiunile principale ale pistonului

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

49

Calculul pistonului se realizeaza cu ajutorul urmatoarelor dimensiuni :

Lungimea pistonulu: L=(0,8…1,5)D (4.1)
Înăltimea de compresie: Hc=(0,55…0,85) (4.2)
Lungimea mantalei pistonului: Lm=(0,5…1)D (4.3)
Grosimea capului pistonului: δ =(0,07…0,17)D (4.4)
Înăltimea de la primul segment: H1=(0,01…0,18)D (4.5)
Grosimea flancului: H2=(0,02…0,055)D (4.6)
Grosimea mantalei: Gm=(0,02…0,04)D (4.7)
Diametrul exterior al umerilor bolțului: du=(1,3…1,6)de (4.8)

Cu ajutorul prog ramului Excel pentru dimensionarea pistonului am obtinut rezultatele
prezentate in tabelul de mai jos.
Tabel 4.2 Dimensiunile finale ale pistonului

Marimi geometrice
D 79.5 mm
L 70 mm
Hc 48 mm
Lm 48.5 mm
d 7 mm
H1 8 mm
H 2.5 mm
H2 3 mm
A 4 mm
B 8 mm
Aev 1 mm^2
delta 0.02385 mm
Gmanta 3 mm
d_gaura ungere 2 mm
n_gauri 10 –
Cursa 80.5 mm
dumeri 47 mm
dbolt 26.5 mm

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

50
4.1.5 Calculul de verificarea la solicitari

4.1.5.1 Verificarea capului pistonului
Verificarea capului pistonului se realiz eaza prin testarea ac estuia la solicitari mecanice
,termice si rezultante asimilindu -l cu o placa incastrata pe contur , avand grosimea
constanta si diametrul suprafetei int erioare a regiunii portsegmenti
Presiunea maxima a gazelor din cilindru care se c onsidera uniform distribuita va
genera eforturile mecanice.

Eforturile mecanice radiale și tangențiale pentru zona din margine:

σrmar=±3pmaxDi2/(16δ2) (4.9)
σtmar=μσrmar (4.10)
,unde 𝜇 reprezinta coefici entul lui Poisson.

Relatia de calcul pentru zona centrala:

σrc=σtc=±3(1+μ)pmaxDi2/(32δ2) (4.11)

Solicitarile termice tangentiale si radiale:
σr=−αpE
4(Tc−Tmar)∗(1−r2
Ri2) (4.12)

σt=αpE
4(Tc−Tmar)∗(3r2
Ri2−1) (4.13)

In urma realizarii calculului in programul Excel am obtinut rezultatele prezentate in
tabelul urmator .

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

51
Tabel 4.3 Verificarea capului pistonului
Capul pistonului mecanice Diametrul capului pistonului si manta

srmar= 132.15 MPa Dcp = 79.09 mm

stmar= 43.61 MPa Dmanta 79.23

src=srt= 87.88 MPa
Capul pistonului termice 1.01

h= 15.00 Mm
k= 0.93 Di
63.5 mm
srmar -52.62 MPa Dsu
stmar 31.38 MPa 71.5 mm

src -94.62 Mpa
stc -94.62 Mpa

Capul pistonului globale
Tip Pozitie Mecanic Termic Suma Coeficienti de sigurant a
radial centru 87.88 -94.62 -6.75 11.86
margine 132.15 -52.62 79.52 1.01
tangential centru 87.88 -94.62 -6.75 11.86
margine 43.61 31.38 74.98 1.07

Pistonul lucreaza la temperaturile prezentate in tabelul urmator.
Tabel 4.4 Temperaturile pistonul ui
Tcil 110 C
T0 25 C
Tpiston 300 C
Tcentru 350 C
Tmargine 250 C

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

52
4.1.5.2 Verificarea regiunii port -segmenti

Regiunea port -segmenti se verifica deoarece zona este slabita datorita gaurilor sau
ferestrelor de ungere.Se presupune ca exista un num ar de gauri identice.Aria sectiunii
slabite se noteaza cu Ωsu si se calculeaza cu relatia:

Ωsu=π
4(Dsu2−Di2)−ϑdsuDsu−Di
3 (4.14)
Pentru solicitarea de intindere maxima , aceasta regiune se va v erifica la comprimare
pentru forta maxima obtinuta la PMI in cursa de ardere si tot la PMI la inceputul
admisiei:

σc=πD2pmax
4Ωsu (4.15)
σi=10−3mpsrω2(1+Λ)
Ωsu (4.16)
In urma calculului in programul Excel rezultatele pentru verificarea regiunii port –
segmenti sunt prezentate in tabelul de mai jos.

Tabel 4.5 Rezultate verificare regiune port -segmenti
Regiunea port segmenti
omega 808.2 3 Eforturi
Fc -42514 N 52.60 MPa 1.52
Fi 17570 N 21.74 MPa 3.68

4.1.5.3 Verificarea mantalei si a umerilor
Pentru umerii pistonului calculul se realizeaza la forfecare in regiunea de imbinare cu
pistonul.
In cazul mantalei se verifica presiune a maxima ce va fi exercitate de acesta pe cilindru.
pm max=Nmax
LmD−Aev (4.17)
τ=0.5pmaxD2
du2−d2 (4.18)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

53
Tabel 4.6 Rezultate in z ona umerilor
Umerii pistonului
Coef. Sig
tau= 17.96 MPa 1.67

Tabel 4.7 Rezultate in zona mantalei
Mantaua Coef. Sig
pmax= 0.76 MPa 1.05

Cu ajutorul programului Catia V5 am realizat pistonul prezentat in figura de mai jos.

Figura 4.4 P iston realizat in programul Catia V5

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

54
4.2 Calculul si constructia boltului
4.2.1 Conditii functionale

Boltul are rolul de a face legatura intre piston si biela.Acesta are o forma cilindrica si
este montat in umerii pistonului respectiv piciorul biele i.Din punct de vedere cinematic
este o cupla cilindrica care permite rtatia intre piston si biela.
Miscarea la care boltul participa este aceea de translatie a pistonului,aceasta sporind
forta de inertie.In cazul boltului flotant , miscarea executata de acesta este de rotatie in
jurul axei sale.
Conditiile de lucru fiind dificile ,cerintele boltului sunt si ele deosebite:
 Masa redusa pentru a limita fortele de inertie
 Rezistenta inalta la solicitari variabile si cu soc
 Rigiditate ridicata
 Rezistenta m are la uzura
In urma unor procese tehnologice ,cerintele enumerate mai sus sunt realizate.

4.2.2 Materiale pentru realizarea boltului
Conditiile de lucru fiind dificile ,otelul este singurul material potrivit pentru bolt.In functie
de solicitarile boltului ,se utilizeaza oteluri de calitate sau oteluri slab aliat cu crom.In
cazul acestora se realizeaza un proces de cementare,urmat de calire si revenire.
Pentru bolturile puternic solicitate se recomanda flosirea otelurilor aliate cu rezistenta
la rup ere superioara,insa acestea au dezavantajul unei prelucrari dificile.
Boltul pentru motorul in discutie a fost realizat din materialul prezentat in tabelul de
mai jos.
Tabel 4.8 Materialul pentru bolt:
Nume OLC45

Sigmar 500 MPa
pamax 50 MPa
pbmax 50 MPa
Sigma -1 250 MPa
Sigma 0 375 MPa
beta 1
eps sigma 0.8
gama 1.1
tauad 120 MPa
E 2.10E+06

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

55
4.2.3 Constructia si montajul boltului

Realizarea boltului se realizeaza cu o gaura interioara pentru a asigura o greutate mai
redusa.O varia nta mai simpla se realizeaza cu un orificiu cilindric.
In cazul in care se doreste o rezistenta mai buna cu o masa redusa se poate utiliza un
profil al gaurii de forma unui solid de egala rezistenta, prelucrarea fiind mai dificila.Se
mai pot realiza si a lte tipuri de profile pentru o buna prelucrare a sarcinii.
Pentru a fixa boltul in locasuri ,se introduc dopuri din materiale moi,care nu zgirie
suprafata umerilor pistonului.
In figurle de mai jos sunt prezentate modurile de fixare a boltului .

Figura 4.5 Modurile de fixare a boltului

4.2.4 Dimensionarea boltului

Se po ate calcula cu urmatoarele relatii :

Lungimea totală: l=(0,8..0,92)D (4.19)
Lungimea coresp unzătoare piciorului bielei: lb=(0,2..0,48)D (4.20)
Diametru exeterior: de=(0,32..0.42)D (4.21)
Diametrul interior: di=(0,48..0,57)de (4.22)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

56

In tabelul urmator sunt prezentate dimensiunile rezultate in urma calculului.

Tabel 4.9 Dimensiunile finale ale boltului
d 26.5 mm
Di 13.5 mm
lbiela 24 mm
l 64 mm
lpiston 18 mm

4.2.5 Verificarea solicitarilor
4.2.5.1 Presiunea de contact

In timpul cursei de ardere ,la PMI, asupra boltului actioneaza forta maxima ,iar acesta
se verifica a solicitarile produse de forta F,care pate fi calculata cu urmatoarea relatie:

F=πD2
4pmax−10−3mprω2(1+Λ) (4.23)
Cu ajutorul urmatoarelor relatii se stabilesc presiunile pe cele doua zone.
F=2paad (4.24)
F=pbbd (4.25)
, unde :
 pa – presiunea din umerii pistonului
 pb – presiunea din piciorul bielei

Tabel 4.10 Forta F , presiunile de contact si coeficientii de siguranta

F= 27758.06 N
Presiunea de contact Coef sig
pa= 29.10 MPa
pb= 43.64 MPa

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

57
4.2.5.2 Verificarea la incovoiere

Figura 4 .6 Schema de solicitare la încovoiere a bolțului

Momentul incovoietor maxim din sectiunea de mijloc a boltului,se calculeaza cu relatia
urmatoare:
M=F
2(1
2−2a
3−b
4) (4.26)
Cu ajutorul relatiei de mai sus, se poate determina efortul maxim unitar :
σ=M
W=F(31−4a−1,5b)
1,2d3(1−x4) (4.27)
,unde x=di
d;

Coefici entul de oboseala se calculeaza cu relatia:

cσ=σ−1
βσ
εσ∗Yσmax (4.28)
,unde: βσ-reprezinta coeficientul efectiv de concentrare; εσ-reprezinta coeficientul
dimensional; Y – reprezinta coeficientul de calitate a suprafetei; σ−1 – rezistenta
coeficientul la oboseală prin ciclul simetric de încovoiere;

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

58

Tabel 4.11 Rezultatele finale pentru verificarea la incovoiere
Verificarea la incovoiere
Mmax= 194306.4 Nmm
Mmin= -57100.4 Nmm
W= 1712.8 mm3

Coeficient
oboseala
max= 113.4 MPa 1.94
min= -33.3 MPa

4.2.5.3 Verificarea la forfecare
Verificarea la forfecare se realizeaza cu ajutorul urmatoarei relatii:

τ=0.85F(1+χ+χ2)
d2(1−χ4) (4.29)
,unde χ este raportul diametrelor;
Tabel 4.12 Rezultatele finale pentru verificarea la forfecare
Verificarea la forfecare
Coeficient forfecare
𝜏max 62.7 MPa 1.44

4.2.5.4 Verificarea la ovalizare(deformatie)

Cu conditia ca boltul este o bara curba in sectiunea transversala,incarcata cu sarcina
distribuita sinusoidal pe jumatate din circumferinta se efectueaza calculul.
Cu urmatoarele relatii se poate determina solicitarea la deformatie:

fb=0.09Fk
El(1+χ
1−χ)3 (4.30)
fb≤0.5∆`
∆`=(0.001…0.005)d
k=1.5−15(χ−0.4)3

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

59

Tabel 4.13 Rezultatele finale pentru verificarea la ovalizare
Verificarea la deformatie

k= 1.485 admisibil coeficient
fb= 5.962 zecimi 7.95 1.33

Cu ajutorul datelor obtinute se poate realiza proiectarea boltului in programul Catia V5.

Figura 4.7 Bolțul realizat în programul Catia V5

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

60
4.3 Calculul și construcția segmenților
4.3.1 Conditii generale

Montarea se gmentilor se face in canalele port -segmenti ale pistonului pentru
etansarea cilindrului.Segmentii au furma unui inel taiat si sunt elastici,iar dupa montare
acestia devin circulari si dezvolta o anumita presiune pe suprafata cilindrului.

Figura 4.8 Form a segmentului si asezarea lui in canalul din piston.

Segmentului i se asigura libertatea de miscare montandu -l cu joc axial si radial fata de
canal.In urma acestui fapt, in spatele segmentului se dezvolta o presiune de gaze care
sprijina aplicarea pe c ilindru ,acestia fiind autoelastici.
Segmentii sunt dispusi in urmatoarea ordine:
 In canalele cele mai apropiate de capul pistonului se dispun segmentii de
comprimare,acestia realizand etansarea.
 In canalele mai indepartate se monteaza segmentii de unge re care au rolul de a
asigura etansarea la ulei,avand rolul de a impiedica uleiul sa ajunga in cilindru.

4.3.2 Materialele utilizate pentru realizarea segmenților

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

61

Realizarea segmentilor se face din fonte sau oteluri.Fontele pot fi netratate,tratate
termic pentru turnare in ciorchine si fonta din grafit nodular aliata cu Cr -Ni.In momentul
de fata cel mai utilizat material pentru segmenti este fonta.
Materialelor pentru realizarea segmentilor trebuiesc sa indeplineasca urmatarele
cerinte:
 Calitati bun e de alunecare in conditiile ungerii semifluide.
 Duritate si rezistenta la coroziune inalte,pentru a diminua uzura.
 Rezistenta mecanica si modul de elasticitate ridicate si stabile la temperatura
de regim,asigurand prelucrarea sarcinilor si prevenirea vibr atiilor.
 Conductivitate termica superioara.
 Adaptabilitate usoara la forma cilindrului.

4.3.3 Dimensionarea segmentilor

In calculul segmentilor se dtermina cele doua dime nsiuni fundamentale, a si h,si f orma
lui libera ,care asigura o anumita distribu tie a presiunii,adoptata.Se verifica apoi eforturie
unitare generate la montarea segmentului pe piston si marimea rostului in
functionare.Se mai stabilesc jocurile segmentului in canal si numarul de segmenti.

Tabel 4.14 Date segmenti

Segmenti

Ft N
tip distributie "-
sigma admisibil Mpa
E 110000 Mpa
coef_dilatare 1/K
A mm
H mm
h1 mm
h2 mm

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

62
4.4 Calculul si constructia bielei
4.4.1 Rol.Componenta.Conditii functionale

Fortele de presiune a gazelor Fp si forta de inertie a grupului piston Fgp, de la piston
la arborele cotit,este transmisa de catre biela.Biela impreuna cu arbrele cotit ,transforma
miscarea de translatie alt ernativa in miscare de rotatie.
In figura de mai jos sunt prezentate componentele bielei.

Figura 4.9 Componentele bielei

Componentele bielei sunt:
 Piciorul – serveste la articularea cu pist -onul.
 Capul – prin care se asambleaza cu arborele cotit si corpul,constituind zona
centrala.
 Capacul – permite prinderea cu suruburi pe fusul maneton al arbore lui cotit.

Fortele transmise de catre biela impreuna cu fortele proprii de inertie,au un caracter
variabil,ceea ce conduce la variatia eforturilor in material si la oboseala.Variatia fortelor
poate sa fie foarte rapida,generand socuri.Un alt aspect imp ortant in functionarea bielei
este legata de efectul de deformatie generat de aceste forte.

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

63
4.4.2 Materiale pentru bielă

In cele mai multe cazuri ,bielele se construiesc din oteluri carbon de calitate sau oteluri
aliate .
Semifabricatul se obtine pr in deformare la cald,de obicei dintr -o bucata si este supus
tratamentelor de normalizare,calire si revenire.In timpul acestui proces capacul bielei
este separat.
Pe langa celelalte modalitati de fabricare, se poate aplica si executia bazate pe
turnare d in fonta nodulara, cu rezultate pozitive. Intrucat determina reducerea
substantial a masei, biela poate fi construita si din aliaj de aluminiu.

Tabel 4.15 Materialul bielei

Material
Nume 33MoCr11
Sigma rupere 800

4.4.3 Dimensionarea si proiectarea bi elei

Conditiile de solicitare la care este supusa biela in functionarea motorului ,impun
gasirea acelor solutii constructive ale bielei care sa asigure o rezistenta si o rigiditate
maxima in conditiile unei mase cat mai mici.
In acest caz se constat a o serie de tendinte , care vizeaza scortarea lungimii bielei
,renuntarea la bucsa de bronz din pisiorul bielei prin utilizarea bolturilor
presate,inlocuirea bielelor forjate cu biele turnate din fonta maleabila sau nodulara si
utilizarea bi elelor din ma teriale compozite.
In cazul motorului prezentat,fiind cu aprindere prin scanteie, sunt preferate bielele
scurte care ofera o rigiditate satisfacatoare , avand o masa redusa si determinand o
inaltime a motorului mai mica.Ca si dezavantaje ale solutiei av em: cresterea uzurii
colindrului si cresterea lungimii mantalei pistonului.

4.4.3.1 Piciorul bielei
Constructia piciorului bielei depinde de componenta mecanismului motor. Proiectarea

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

64
piciorului bielei se face functie de tipul de montaj al boltului in biela.Daca montajul in
biela este cu joc,atunci este necesar sa se asigure conditiile de ungere pentru acest
ajutaj iar daca este fix,trebuiesc asigurate conditiile de fixare.
O conditie importanta o are rigidizarea piciorului bielei iar pentru aceasta se prevede
o raza de racordare suficienta intre picior si corp.
Pentru stabilirea dimensiunilor piciorului bielei ,boltul are o mare importanta ,deoarece
aceasta se face in raport cu el.Pentru bucsa se poate adapta o grosime mai mica de
1mm.

Figura 4 .10 Piciorul bielei

In tabelul de mai jos sunt prezentate dimensiunile piciorului boltului in functie de tipul
motorului ales.

Tabel 4.16 Dimensionarea \Tipul motorului

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

65
Tabel 4.16 Dimensiunile piciorului bielei
db 26.5 mm
deb 34 mm
hp 3.25 mm
hb 0.5 mm
rm 15.375 mm
b 24 mm
Sm 0.004 mm

Evaluarea eforturilor si deformatiilor din piciorul bielei tin cont de urmatoarele solicitari:
1 Solicitarea de întindere produsă de forța de inerție a grupului piston.
2 Solicitarea de comprimare produsă de for ța de presiune a gazelor .
3 Solicitarea de fretare produsă de presarea bucșei în picior.
Simultan cu solicitarea de fretare are loc solicitarea de comprimare si cea de
intindere,in urma carora vor exista doua cazuri de incarcari,acestea fiind la comprimar e
si la intindere.

4.4.3.1.1 Solicitarea de intindere

Tensiunile unitare produse de forța de întindere se determină în următoarele ipoteze:
a) piciorul bielei reprezintă o grindă curbă încastrată în zona de racordare a piciorului cu
corpul bielei;
b) forța de întindere este distribuită uniform pe jumătatea superioară a piciorului.

Figura 4.10 Tensiunile unitare

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

66
Cand pistonul se afla la PMS , la inceputul cursei de admisie,forta de intindere are
valoarea maxima datorita presiunii minime a gazelor .
Forta de intindere se calculeaza cu urmatoarea relatie :

Fi=Fjp=mprω2(1+λ) (4.31)
Daca unghiul de incastrare este mai mare de 90 de grade, momentul încovoietor și
forța normală în secțiunea de încastr are (figura 4.10) determinate de forța de întindere,
au următoarele expresii:

Mi=M0+N0∗rm(1−cosφi)−0.5Firm(sinφi−cosφi) (4.32)
Ni=N0cosφi+0.5Fi(sinφi−cosφi) (4.33)
,unde:
 Mo- momentul încovoietor în secțiunea B -B determinat de forța de întindere;
 No- forța normală în secțiunea B -B determinată de forța de întindere.
Momentul încovoietor Mo și forța normală No se determină cu următoarele relații
M0=Firm(0.00033φi−0.0297) (4.34)
N0=Fi(0.572−0.0008φi) (4.35)
În secțiunea de încastrare momentul încovoietor și forța normal ă solicită atât piciorul
bielei cât și bucșa sau bolțul presat, în aces te condiții se utilizează un coeficient de
proporționalitate care are expresia:

K=1
1+Ab
Ap∗EBZ
Ea (4.36)
unde:

 Ab -aria secțiunii bucșei;
 Ap – aria secțiunii piciorului;
 EBZ – modulul de e lasticitate al materialului bucșei sau bolțului presat;
 EOL – modul de elasticitate al materialului bielei
Eforturile din fiecare zonă a piciorului bielei se pot calcula cu relațiile:
Mi=M0+N0∗rm(1−cosφi)−0.5Firm(sinφi−cosφi) (4.37)
Ni=N0cosφi+Fi(sinφi−cosφi) (4.38)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

67
Unde M0 și N0 sunt calculate cu relațiile prezentate anterior.
Tensiunile produse în o secțiune oarecare din piciorul bielei se pot determina cu
relațiil e:
σîi=[−2Mi6rm−hp
hp(2rm−hp)+k∗Ni]∗1
a∗hp (4.39)
σîe=[2Mi6rm+hp
hp(2rm+hp)+k∗Ni]∗1
a∗hp (4.40)
După cum se observă forța es te variabilă cu poziția de calcul, dar și proprietățile
geometrice se modifică, astfel că efortul maxim (care ar putea fi considerat punctul de
încastrare al piciorului bielei) se determină prin calculul acestuia pe o plajă de valori. În
relația de mai sus toate elementele sunt dependente de poziția în care se calculează
efortul, cu excepția lui a (care este lățimea piciorului bielei) și a lui rm, care este raza
medie a acestuia.
Relația de calcul pentru grosimea h este următoarea:
h=(re+ρ)cos(β)−ri−√ρ2−(re−ρ)2sin2(β) (4.41)

Valoarea h depinde de raza de racordare și de unghiul beta. Dacă valorile eforturilor
sunt mari și trebuie îngroșat piciorul, atunci se alege o rază de racordare mai mare și un
unghi de p ornire al racordării mai apropiat de 90 de grade.

Figura 4.11 Reprezentare grafica a M0 si N0

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

68

4.4.3.1.2 Solicitarea la comprimare
In cazul comprimarii se păstrează aceleași ipoteze ca la întindere. Forța de
comprimare se consideră distribuită dup ă o lege sinusoidală pe partea inferioară a
piciorului.
Forța de calcul se consideră la PMI, unde presiunea este maximă:
Fc=πD2
4∗pg max−mprω2(1−λ) (4.42)

Figura 4.12 Tensiunile produse in piciorul bielei

Calculul tensiunilor produse în piciorul bielei de solicitarea de compresiune se
fectuează în următoarele ipoteze:
a) piciorul bielei se consideră o grindă curbă încastrată în zona de racordare cu corpul
bielei;
b) forța de compresiune este d istribuită sinusoidal pe jumătatea inferioară a piciorului.
Momentul încovoietor șifor țanormală în secțiunea de încastrare A -A, determinate de
orța de compresiune pot fi calculate cu relațiile unde φ este unghiul curent :

Mc=M0`+N0`∗rm(1−cosφc)−Fcrm(sinφc
2−φ
π∗sinφc−1
πcosφc) (4.43)
Nc=N0`∗cosφc+Fc(sinφc
2−φ
π∗sinφc−1
πcosφc) (4.44)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

69
Valorile eforturilor pentru fibrele exterioară și interioară pentru piciorul bielei se
exprimă cu relațiile:

σce=[2Mc6rm+hp
hp(2rm+hp)+k∗Nc]∗1
a∗hp (4.45)
σci=[−2Mc6rm−hp
hp(2rm−hp)+k∗Nc]∗1
a∗hp (4.46)
,unde
 σce reprezinta fibra interioară.
 σci reprezinta fibra exterioară.

4.4.3.1.3 Solicitarea de presare datorată bucșei

În timpul funcționării motorului la strângerea de montaj (Dm) se adaug ă o solicitare
suplimentară de compresiune (Dt ) dator ată dilatării bucșei de bronz.
Dilatarea termică se poate determina cu relația :

∆t=di(αBZ−αOL)(t−tm) (4.47)
,unde:
 di – diametrul interior al piciorului bielei [mm] ;
 aBZ = 18×10 -6 1/K – coeficientul de dilatare al bucșei;
 aOL = 10×10 -6 1/K – coeficientul de dilatare al materialului bielei;
 t= 373…423 K – temperatura piciorului bielei ;
 tm= 293 K – temperatura mediului ambian t;

4.4.3.1.4 Deformatia piciorului bielei
Deformația produsă piciorului bi elei sub acțiunea forței de inerție se determină cu relația:
δp=8∗Fjp∗rm3(φc−90°)2
106∗EOL∗I (4.48)
,unde:
 momentul de inerție al suprafeței secțiunii piciorului bielei.

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

70
Pe baza form ulelor prezentate , se determină valorile finale obținute pentru verificarea
piciorului bielei, acestea sunt prezentate în tabelu l urmator:

Tabel 4.17 Verificarea piciorului bielei :
Eforturi in piciorul bielei
pf= 2.19 MPa
sigma p ext 8.95 MPa
sigma p int 6.77 Mpa
Unghi 130.00 grade
comprimare -163.44 MPa
Intindere 445.79 MPa
amplitudine 304.61 MPa
medie 141.18 MPa
Pozitie fibra ext

coef sig 1.07

sageata maxima 0.000201 mm

4.4.3.2 Corpul bielei

Figura 4.13 Corpul bielei dimenstionat

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

71
Dimensiunile caracteristice mai r ăspândite pentru profilul în dublu T al corpului bielei
sunt determinate din urmatorul tabel:
Tabel 4.18 Dimensiuni caracteristice :

Pentru bielea lungimea trebuie aleasă în așa fel încât arborele coti t să nu lovească
cilindrul, atunci când pistonul trece prin PMI și nici pistonul atunci când acesta este la
PME.
De asemenea trebuie verificat ca biela să nu se lovească de piston, la înclinarea ei
maximă. Bielele lungi au avantajul unei forte N reduse, dar conduc la creșterea înălțimii
motorului, apariția pericolului de flambaj, creșterea masei. Valorile uzuale ale bielei sunt
date de coeficientul λ care apartine 1/5..1/3.

Tabelul 4.19 Date pentru zona de racordare la picior :
Picior
Hp= 14 mm

B= 10.5 mm
a= 2.5 mm
h= 9 mm
e= 8 mm

Tabelul 4 .20 Date pentru zona de racordare la cap
Cap

Hc 17 mm

B= 13 mm
a= 3.0 mm
h= 11.0 mm
e= 10 mm

Corpul bielei se calculează la oboseală fiind supus la:
 Intindere de forța de inerție maximă a mas elor aflate în mișcare de translație ;
 Compresiune de rezultanta dintre forța maximă a gazelor și forța de inerție.
 Secțiunea de calcul a corpului bielei depinde de forma acestuia .

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

72
Calculele se dezvoltă în secțiunea minimă și medie a corpului. În calcul e se
folosește forța de inerție a grupului piston și partea din bielă care se găsește
deasupra zonei de calcul.

Fi`=10−3mgprω2(1−λ) (4.49)
FiBM=10−3mPMrω2(1+λ)−10−9ω2λ2ρ∫xAxdxM
P (4.50)
FiPM=−10−3mPMrω2(1−λ)−10−9ω2λ2ρ∫xAxdxM
P (4.51)

Efortul determinat pentru fiecare zonă în parte se multiplică cu un coeficient de
flambaj.
k=1+cl2AM
Iz (4.52)
ki=1+cli2AM
4Iy (4.53)
,unde:
 L – este lungimea de flambaj ;
 A este aria secțiunii de calcul
 I – sunt momentele de inerție în raport cu cele două axe ;
 c – este caracter istica materialului (0,0002….0,0005);
Cele două solicitări se calculează pentru cele două secțiuni și apoi se determină
coeficienții de siguranță.

c=σlt
βk
ε∗γσa+φσm (4.54)
,unde : c – coeficientul de flambaj;

In urma calculului de verificare al coprului , rezultatele sunt prezentate in urmatorul
tabel.

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

73
Tabelul 4.21 Rezultate verificare corp biela:
Zona capului
sigma v 232.20 Mpa
Sigma med 144.01 Mpa

ccap 1.38 –

Zona mediana
sigma v 232.98 MPa
Sigma med 117.06 MPa

ccorp 1.39 –

4.4.3.3 Capu si capacul bielei

Capul bielei se racordează cu raze mari la corpul bielei ceea ce face neînsemnată
solicitarea de compresiune a acestuia.
Solicit area de întindere se transmite numai capacului și este determinată de forța
de inerție a pieselor aflate în mi șcare de translație șide for țacentrifugă a masei
bielei care efectueaz ă mișcarea de rotație mai puțin masa capacului bielei

Fi=−r∗ω2∗[(mp+m1b)∗(1+ λ)+(m2b−mcb)] (4.55)

Figura 4.14 Schema de calcul a capului bielei

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

74
Pentru realizarea calculului de verificare a tensiunilor din capul bielei se admit
următoarele ipoteze:
 capul bielei este o bară curbă continuă;
 secțiunea cea mai solicitată este secțiunea de încastrare;
 capacul bilei are secțiunea constantă cu un diametru mediu egal cu distanța fintre
axele șuruburilor;
 forța de întindere este distribuită pe jumătatea inferioară a capacului după o lege
sinusoidal ă ;
 cuzinetul se deformează împreună cu capacul și preia o parte din tensiuni
proporțională cu momentul de inerție al secțiunii transversale.

Echilibrul fortelor din capul bielei in sectiunea de incovoiere se calculeaza cu relatiile
momentului incovoi etor M0 si forta normala N0:

M0=10−3Ficlc
2(0.83∗φc−62) (4.56)
N0=10−3Fic(792−3∗φc) (4.57)
Intrucat se consideră secțiune de grosime constantă nu se mai procedează ca la
picior, la un calcul pe secțiuni, iar unghiul de încastrare se se consideră la 130 de grade.
Efortul unitar se calculeaza cu relatia:
σic=kMM0
Wc+kNN0
Ac (4.58 )
Coeficientii k tin cont de influența cuzineților si se calculeaza cu urmatoarele relatii:

kM=Ic
Ic+Icu (4.59)
kN=Ac
Ac+Acu (4.60)
Calculul se intocmeste doar la comprimare ,ceea ce ar determina un ciclu la oboseală
pulsant .
Tensiunea în fibra interioară este dată de relația:
σ=σi[0.023∗dc
(1+Icuz
Icp)∗Wcp+0.4
Acp+Acuz (4.61)
,unde: Icp, Icuz – momentele de inerție ale capacului și cuzinetului;
Acp, Acuz – ariile secțiunilor capacului și cuzinetului;

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

75
Wcp- modulul de rezistență la încovoiere al secțiunii capacului

Coeficientul de siguranță se determină cu relația:
C=2∗σ−1t
σmax(1+ϵ) (4.62)
Deformația maxima se determină cu relația:
δc=0.0024∗Fi∗I3
E(Icp+Icuz)[mm] (4.63)
Rezultatele obținu te în urma calculelor pentru verificarea capului bielei sunt prezentate
în tabelul urmator :

Tabel 4.22 Verificarea capului bielei
Efortul din capul bielei
sigmaic 144.10 MPa
c_comp= 5.55 –
deformatia 1.02

4.4.3.4 Calculul șuruburilor pentru bielă

Avand in vedere fortele care le actioneaza la montaj si in functionare , se pot calcula
suruburile de biela. Presupuand ca deformatiile provocate de aceste forte se mentin in
domeniul elastic, dependenta forte -deformatii este liniara.
Suruburile sunt utilizate la montarea capacului bielei, fiind solicitate de forta de
strangere initiala Fsp si de forta de inertie a maselor in miscare de translatie inclusiv a
maselor de rotatie care se afla deasupra planului de separare dintre corp si capac.
Diametr ul fundului filetului se determină cu relatia:
ds=√cc4
π∗c1
c2∗Fs
σc [mm] (4.64)
Diametrul părții nefiletate se determină cu relația:
ds`=√cc4
π∗Fs
σc [mm] (4.65)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

76
Solicitarile din suruburi sunt determinate cu urmatoarele relarii:

Tensiunile maxime:
σmax=Fs
As (4.66)
Tensiunile minime:
σmin=Fsp
As (4.67)
Ciclul de solicitari:
σa
σm>θ−Ψ
1−θ
,unde:
θ=σ−1
σc (4.68)
Ψ=(2∗σ−1−σ0
σ0 (4.69)
σa=(σmax−σmin)
2 (4.70)
σm=(σmax+σmin)
2 (4.71)

Pentru ciclul pulsatoriu sau asimetric coeficientul de siguranță se determină cu relaț ia:
C=σ1
βk
ε∗Y∗σa+Ψ∗σm (4.72)
C=σc
βk
ε∗Y∗σa+σm (4.73)
In urma calculelor pentru verificarea suruburilor au rezultat urmato arele:

Tabel 4.23 Fortele care actioneaza asupra suruburilor
Fs 32159.1 N
F0 20248.3 N

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

77
Tabelul 4.24 Rezultate finale pentru verificarea șuruburilor:
Material surub
sigma c 1500 MPa

nr suruburi 2
sigma -1 750 MPa

Alegerea filetului
Db 7.5 mm
d0 8 mm

sigmamax 727.9 MPa
sigma min 458.3 MPa

Sigmav 134.8 MPa
sigmamed 593.1 MPa

beta0= 2
epasilon= 0.9
gama= 1.2

coef.sig= 1.78

In urma calculelor efectuate mai sus , am proiectat biela in pr ogramul catia V5 :

Figura 4.15 Biela realizată în programul Catia V5

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

78
4.5 Calculul și construcția arborelui cotit

4.5.1 Generalitati
Arborele cotit este unul din elementele mecanismului bielă manivelă care transformă
mișcarea rectilinie de translație în mișcare de rotație. Ac esta are rolul manivelei în
descrierea teoretică a acestui mecanism, mișcarea de rotație în jurul axei fusurilor
paliere fiind transferată la fusurile manetoane cu o rază de rotație egală cu jumătate din
cursă. De aceea distanța dintre axa fusurilor palier e și axa fiecărui maneton este
constantă.
Arborele cotit este cel care asigură acționarea sistemelor a uxiliare necesare
funcționării.
Elementele componente ale arborelui cotit sunt:
 fusurile palier, prin care arborele se sprijină pe lagăre;
 fusurile maneton care se utilizează pentru cuplarea bielelor;
 brațele, care fac legătura între cele două fusuri și care permit, la partea opusă
fusului maneton, montarea de mase de echilibrarea, numite contragreutați.

Pe extremitățile arborelui se găsesc dis pozitive pe care se pot monta piese de
legătură cu utilizatorul și cu instalațiile auxiliare ale motorului.

Figura 4.16 Elementele componente ale arborelui cotit
La motoarele în linie soluția clasică este aceea cu un cot pentru fiecare cilindru,
respectiv între două coturi paliere se găsește cîte un maneton.

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

79
La motoarele cu aprindere prin scânteie care sunt mai puțin solicitate se poate adopta
și o variantă de două manetoane între două paliere, în acest fel reducând lungimea
motorului. Solicităril e suplimentare generate de distanțele mai mari între paliere și de
existența a două manetoane între ele pot conduce la soluții mai robuste, cu mase mai
mare și inerții ridicate.
Convențional primul cilindru și fața motorulu este considerată extremitatea opusă
volantului (legătura cu utilizatorul), spatele și ultimul cilindru fiind la utilizator. În partea
din față se va monta o roată dințată sau de curea pentru transmiterea puterii către
instalațiile anexe, iar în spate arborele cotit se va termina cu o fulie care este necesară
pentru montajul volantului de legătură cu utilizatorul.
Din punct de vedere al complexității constructive și de rezistență arborele cotit este o
piesă deosebit de complexă. Fabricația trebuie să fie ușoară, de înaltă precizie, c are să
confere arborelui durabilitate ridicată și siguranță în funcționare. Pentru aceasta
prelucrarea trebuie să fie realizată în condiții deosebite, putând apărea operații ca
redresarea după operații de prelucrare mecanică, rectificarea fusului, corectar ea masei
pentru echilibrarea statică și dinamică.
Ruperea arborelui este un fenomen rar întânit la motoarele cu ardere internă, dar
aceasta poate apare datorită oboselii, în zonele găurite, sau, în cazuri extreme, rupre la
încovoiere.

4.5.2 Materiale p entru arborele cotit

La materialele de arbore cotit se impun urmatoarele cerinte:
 mare rezistenta la oboseala,
 posibilitatea obtinerii unei duritati ridicate a supafetei fusurilor,
 buna prelucrabilitate, usurinta obtinerii semifabricatului.

Pentr u a satisface aceste conditii arborii cotiti se executa din otel sau din fonta.
Pentru otel, cel mai mult se folosesc otelurile de imbunatatire, cu si fara elemente de
aliere.
Fonta este utilizata mai ales la motoarele mai mici. Cea mai utilizata es te fonta cu
grafit nodular, cu o rezistenta la rupere de 650 -750 MPa si o duritate de 212 -270 HB. De
asemenea se folosesc fonte speciale aliate.
Arborii se realizează mai ales prin deformare la cald (matrițare și forjare liberă).
Aceasta are avantajul a sigurării continuității fibrei de material prin piesă.

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

80
După elaborare semifabricatul este supus tratamentului de normalizare, pentru
ușurarea prelucrării. Fusurile se durifică superficial prin curenți de înaltă frecvență.
Un alt material utilizat la arbori este fonta cu grafit nodular. Semifabricatul din fontă
poate fi obținut prin turnare, ceea este avantajos. Mai puțin rezistent din punct de vedere
mecanic, arborii din fontă sunt mai masivi decât cei din oțel.
Fonta are bune cantități antifricți une și suportă presiuni superioare în raport cu oțelul,
ceeea ce conduce la uzuri mai reduse.
Fonta are un modul de elasticitate mai redus decât oțelul, ceeace conduce la
frecvențe proprii mai reduse, dar fonta are o capacitate sporită de amortizare a
vibrațiilor.
Se mai pot utiliza fonte slab aliate, care după tratament pot ajunge la rezistențe la
rupere de până la 800 MPa. Tot la fonte se poate îmbunătăți rezistența la oboseală
folosind o structură cu grafit nodular și elemente de aliere.

Pentru realizarea arborelui cotit am ales materialul 41MoCr11 prezentat in tabelul
urmator
Tabel 4.25 Material si proprietati de material pentru arbore cotit:

Proprietati de
material 41MoCr11

Sigma r 1300 Sigma r
Sigma curgere 900 Sigma curge re
Sigma -1 650 Sigma -1
Sigma 0 975 Sigma 0
tau -1 585 tau -1
Tau 0 877.5 Tau 0
psi sigma 0.2 psi sigma
Psi tau 0.06 Psi tau
Q 1 Q
beta tau sigma 2.5 beta tau sigma
epsilon sigma 0.8 epsilon sigma
epsilon gama 0.8 epsilon gama
gama 1.2 Gama
Psi tau 0.33
coeficient pres 60.00
Kf 240.00

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

81
4.5.3 Principii privind proiectarea arborelui cotit
La proiectarea arborelui cotit se vor alege acele soluții care să asigure o rigiditate
maximă. Pentru atingerea acestui deziderat la cele mai multe c onstrucții fusurile paliere
se amplasează după fiecare cot, diametrele acestora se măresc, iar lungimile acestora
se micșorează, de asemenea aceste măsuri fac posibil mărirea dimensiunilor brațelor.
Rigiditatea arborelui cotit poate fi îmbunătățită și prin mărirea suprapunerii secțiunilor
fusurilor paliere și manetoane, zonă cu cea mai ridicată concentrare de tensiuni.
Reducerea greutății arborelui și a forțelor centrifuge se poate obține prin utilizarea
fusurilor tubulare. Soluția asigură o mai bună dist ribuire a fluxului de forțe, determinând
o creștere a rezistenței la încovoiere și torsiune cu 20…30% iar a rezistenței la oboseală
cu până la 100%.
Echilibrarea arborelui cotit și descărcarea lagărelor paliere se realizează prin aplicarea
de contragreut ăți în prelungirea brațelor.
Contragreutățile pot fi atașate prin intermediul șuruburilor la arborii cotiți forjați sau pot
fi obținute direct la turnarea arborelui cotit. Forma lor este foarte apropiată de cea unui
sector de disc întrucât la un cuplu s tatic mare prezintă un moment de inerție mic.
La proiectarea arborelui cotit, în funcție de turația maximă se va dimensiona diametrul
suprafeței care vine în contact cu garnitura deoarece viteza periferică este un factor
limitativ în utilizarea diverselo r garnituri de etanșare.
Condițiile tehnice impuse la proiectarea arborelui cotit trebuie să fie foarte severe, dată
fiind importanța lui în funcționarea mecanismului motor. Abaterile de la limita impusă
geometriei fusurilor condiționează durabilitatea c uzineților, uzura fusurilor și în
consecință durabilitatea arborelui. Toleranțele privind poziția spațială se referă la
concentricitatea fusurilor și rectiliniaritatea axei arborelui cotit, care trebuie să fie în
limitele 0,025…0,035 mm, precum și la nepar alelismul axelor fusurilor paliere și
manetoane care se admite de 0,015…0,050 mm/100 mm în planul perpendicular pe
aceasta.
Toleranțele la lungimea fusurilor paliere și manetoane se admit în limitele 0,15…0,35
mm, iar pentru fusul palier de ghidare axia lă 0,05…0,15 mm.
Pentru a asigura rezistența la uzură, duritatea fusurilor trebuie să fie de 52…65 HRC,
iar adâncimea stratului durificat de 2,5…4,5 mm. Calitatea suprafețelor fusurilor paliere
și manetoane este legată de asigurarea rezistenței la obosea lă și de condițiile de uzură
a fusurilor și cuzineților. De aceea rugozitatea suprafețelor fusurilor se limitează la
0,1…0,4mm.
Fonta a dat bune rezultate la confecționarea arborilor cotiți pentru motoarele cu
aprindere prin scânteie și anume fonta modi ficată cu grafit nodular. De asemenea se
poate folosi fonta aliată cu Cr, Ni, Mo, Cu. Semifabricatele din fontă se obțin prin turnare
ceea ce conferă acestora o bună precizie micșorând volumul prelucrărilor mecanice cu
25-30%.

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

82
Având în vedere condițiile de funcționare, prin calcul, arborele cotit se verifică la
presiune specifică și încălzire, la oboseală și la vibrații de torsiune.
Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptându -se prin
prelucrarea statistică a dimens iunilor arborilor cotiți existenți.
Concomitent cu dimensionarea arborelui cotit se adoptă și configurația
contragreutăților. (masa și poziția centrului de greutate se determină la calculul dinamic
al motorului).

Tabelul 4.26 Dimensiunile relative ale elementelor arborelui cotit:

Figura 4.17 Dimensiunile relative ale arborelui cotit
Cu ajutorul datelor de mai sus s -au intocmit dimensiunile finale ale arborelui cotit:

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

83
Tabel 4.27 Dimensiuni finale ale coturilor
Dimensiuni coturi Cot 1 Cot 2 Cot 3 Cot 4
l 88.0mm 88.0mm 88.0mm 88.0mm
Dp 36.0mm 36.0mm 36.0mm 36.0mm
Lp 20.0mm 20.0mm 20.0mm 20.0mm
dpi 0.0mm 0.0mm 0.0mm 0.0mm
Dm 32.0mm 32.0mm 32.0mm 32.0mm
Lm 40.0mm 40.0mm 40.0mm 40.0mm
dmi 0.0mm 0.0mm 0.0mm 0.0mm
grosime brat 14.00 14.00 14.00 14.00
latime brat 40.0mm 40.0mm 40.0mm 40.0mm
Ro 0.0mm 0.0mm 0.0mm 0.0mm

4.5.4 Verificarea fusurilor la presiune și la încălzire
Pentru a se preveni expulzarea peliculei dintre fusuri și cuzineți trebuie să le limiteze
presiunea maximă pe fusuri.
Presiunea specifică convențională maximă pe fusurile manetoane și paliere se
calculează cu relațiile:
pmmax=Rmmax
dm∗lm (4.74)
ppmax=Rpmax
dp∗lp (4.75)
,unde: Rmmax, Rp max sunt forțele maxime care încarcă fusurile manetoane și
respectiv paliere, valorile lor determinându -se din diagramele polare desfășurate.
Presiunea specifică medie convențională pe fusurile manet oane și palire:
pm=→ =Rm→
dm∗lm (4.76)
pp→ = Rp
dp∗lp (4.78)
,unde: Rm și Rp reprezintă mediile aritmetice ale v alorilor forțelor care încarcă fusurile
manetoane și paliere.
Verificarea fusului la încălzire se efectuează inițial pe baza unui calcul simplificat și
aceasta se referă la determinarea valorii coeficientului de uzură.
Km=√pm→ ∗(ξ∗π∗dm∗n
60)3 (4.79)
Kp=√pm→ ∗(ξ∗π∗dp∗n
60)3 (4.80)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

84
Rezultatele obținute în urma calculelor sunt prezentate în tabelul urmator.

Tabelul 4.28 Verificarea fusurilor la încălzire și presiune
F d l pf F mediu pf
mediu kf coef
pres coef.
Kf
maneton 23373.74 32.00 40.00 18.26 13144.78 10.27 102.15 3.29 2.35
1 21622.42 36.00 20.00 30.03 14299.94 19.86 169.50 2.00 1.42
2 35953.51 36.00 20.00 49.94 28584.03 39.70 239.65 1.20 1.00
3 22516.69 36.00 20.00 31.27 2923.30 4.06 76.64 1.92 3.13
4 18544.19 36.00 20.00 25.76 3742.43 5.20 86.71 2.33 2.77
5 19346.19 36.00 23.85 22.53 12059.58 14.05 142.54 2.66 1.68

4.5.5 Verificarea la oboseală a palierelor
Calcul ul arborelui cotit ca o grindã static nedeterminatã implica dificultati. De aceea
calculul impune adoptarea unei scheme simplificate de încarcare si deformare care
considera arborele cotit ca o grindã discontinuã alcatuita dintr -un numar de parti egal cu
numarul coturilor.
Calculul se efectueaza pentru fiecare cot în parte în urmãtoarele ipoteze
simplificatoare:
 fiecare cot reprezinta o grinda simplu rezemata pe douã reazeme ;
 reazemele sunt rigide si coaxiale;
 momentele încovoietoare în reazeme se negl ijeaza;
 fiecare cot lucreazã în conditiile amplitudinilor maxime ale momentelor de
încovoiere si de torsiune si a fortelor variabile ca semn;
în reazemul din stânga cotului actioneazã un moment de torsiune Mpj egal cu suma
momentelor coturilor care preced cotul de calcul, iar la reazemul din dreapta acționeazã
momentul M p(j-1)
Fusul palier este solicitat la torsiune și încovoiere după un ciclu asimetric. Deoarece
lungimea fusurilor este redusă, momentele încovoietoare au valori mici și în aceste
condiții se renunță la verificarea la încovoiere.
Fusurile paliere dinspre partea anterioară a arborelui cotit sunt solicitate la momente
de răsucire mai mici decât acelea care acționează în fusurile dinspre partea posterioară
a arborelui și mai ales în fusul f inal, deoarece în aceasta se însumează momentele
medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvoltat pentru fiecare fus în parte,
ceea ce implică însumarea momentelor de torsiune.

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

85
Momentele de intrare (M pj) și ieșire (M pj-1) pentru fiecare cot sunt:

Mpj=∑Tj∗ri=j
i=n (4.81)
Mpj−1=Mpj+Tj∗r=Mpj=∑Tj∗ri=j−1
i=n (4.82)
Tensiunile maxime și minime:
T
pmin=Mpmin
Wpp (4.83)
Tpmax=Mpmax
Wpp (4.84)
Aplitudinea tensiunilor și valoarea tensiunii medii se calculează cu relațiile:
Tpa=Tpmax−Tpmin
2 (4.85)
Tpm=Tpmax+Tpmin
2 (4.86)
Coeficientul de siguranță se calculează cu relația:
Cp=T−1
βkT
Y∗ϵr∗Tpa+ψ∗Tpm (4.87)
Rezultatele obținute în urma calculelor sunt prezentate în tabelul urmator.
Tabelul 4.29 Verificarea la oboseală a palierelor
Mmax Mmin Wp tau
max tau
min tauv tau m ctau

Cot 2 356888.28 -359603.54 9160.88 38.96 -39.25 39.11 -0.15 16.00
Cot 3 595172.34 -553479.79 9160.88 64.97 -60.42 62.69 2.28 9.68
Cot 4 858079.05 -773845.68 9160.88 93.67 -84.47 89.07 4.60 6.74
Cot 5 106838 9.43 -697304.93 9160.88 116.63 -76.12 96.37 20.25 5.58

4.5.6 Verificarea fusurilor maneton
Calculul se efectuează pentru un cot care se sprijină pe două reazeme și este încărcat
cu forțe concentrate. Fusul maneton este solicitat la încovoiere și tors iune.
Deoarece secțiunea momentelor maxime ale acestor solicitări nu coincide în timp,
coeficientul de siguranță se determină separat pentru încovoiere și torsiune și apoi
coeficientul global de siguranță.

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

86
Această secțiue preia momentul încovoietor M z , care se determină cu relația:
Mz=Zf∗If+Fbr∗a−Fcg(If−Cf) (4.88)
MT=Tf∗If (4.89)
Mr=Mf+Tf∗r (4.90)
Momentul încovoietor se calculeaza cu urmatoarea relatie:
Mi=Mz∗cosφ−Mr∗sinφ (4.91)
In continuare se calculează valorile maxime și minime ale tensiunilor:
σmax=Mimax
Wm (4.92)
σmin=Mimin
Wm (4.93)
Coeficientul de siguranță pentru solicitarea la încovoiere:
Cσ=σ−1
βkσ
Yσ∗ϵσ∗σa+ψσ∗σm (4.94)
Rezultatele obținute în urma calculelor sunt prezentate în tabelul urmator .
Tabelul 4.30 Verificarea manetoanelor la încovoiere:
Mfi max Mfi min W sigma
max Sigma
min Sigmav Sigmam Csigma
Cot 1 639412.21 -542911.27 3216.99 198.76 -168.76 183.76 15.00 3.10
Cot 2 1249629.25 -1168973.60 3216.99 388.45 -363.37 375.91 12.54 1.53
Cot 3 352452.97 -296993.09 3216.99 109.56 -92.32 100.94 8.62 5.64
Cot 4 325811.34 -108138.73 3216.99 101.28 -33.61 67.45 33.83 8.02

Tabelul 4.31 Verificar ea fusurilor maneton la încovoiere în secțiunea de racordare :
Mfi max Mfi min W sigma max Sigma min Sigmav Sigmam Csigma Csuma
Cot 1 238680.83 -230831.73 3216.99 74.19 -71.75 72.97 1.22 7.88 3.93
Cot 2 473703.36 -481940.02 3216 .99 147.25 -149.81 148.53 -1.28 3.88 2.10
Cot 3 39608.39 -26872.44 3216.99 12.31 -8.35 10.33 1.98 54.41 6.38
Cot 4 61018.88 -56585.84 3216.99 18.97 -17.59 18.28 0.69 31.36 4.47
Cot 5 1553655.78 -74510.97 3216.99 482.95 -23.16 253.06 229.90 2.04 1.86

Valorile maxime și minime ale tensiunilor de torsiune se calculează cu relațiile :
Tmax=MTmax
Wpm (4.95)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

87
Tmin=MTmin
Wpm (4.96 )
,unde :
𝑊𝑝𝑚 -modulul de rezistență polar pentru fusul maneton se calculează cu relația :
Wpm=μ∗π
16∗dm3∗(1−dmi
dm) (4.97)
Momentul de torsiune se calculează cu relația:
MT=Mpj+BT∗r (4.98)
Coeficientul de siguranță pentru solicitarea de torsiune este dat de ecuația:
CT=T−1
βkT
YT∗ϵT∗Ta+ψT∗Tm (4.99)
Coefici entul global de siguranță al manetonului se determină cu relația:
Cm=Cσ∗Cr
√Cσ2+Cr2 (4.100)
Rezultatele obținute în urma calculelor sunt prezentate în tabelul urmator:
Tabelul 4.32 Verificarea manetoanelor la torsiune:
Mr max Mr max W tam max tau
min tauv taum Ctau
Cot 1 367581.20 -315667.32 7840.00 46.89 -40.26 43.57 3.31 13.53
Cot 2 559477.83 -611165.96 7840.00 71.36 -77.95 74.66 -3.30 8.65
Cot 3 382781.45 -330899.68 7840.00 48.82 -42.21 45.52 3.31 12.98
Cot 4 102369.46 -315251.22 7840.00 13.06 -40.21 26.63 -13.58 38.50

4.5.7 Verificarea brațelor
Brațul arborelui cotit este solicitat de sarcini variabile de întindere, compresiune,
încovoiere și torsiune. Coeficienții de s iguranță pentru aceste solicitări se determină în
mijlocul laturii mari a secțiunii tangente fusului palier, unde apar cele mai mari eforturi
unitare.
În planul cotului ia naștere o solicitare compusă de încovoiere produsă de momentul
Miz și compresiun e produsă de reacțiunea B z.
Tensiunea totala se calculeaza cu urmatoarea relatie :
σ=MiZ
Wbr+BZ
Abr=BZ(6∗a
b∗h2+1
b∗h) (4.101)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

88
Funcție de valorile extreme ale reacțiunii B z se calculează tensiuni le normale de
încovoiere și compresiune maxime și minime:
σmax=BZmax(6∗a
b∗h2+1
b∗h) (4.102)
σmin=BZmin(6∗a
b∗h2+1
b∗h) (4.103)
Coeficientul de sigu ranță la încovoiere se determină cu relația:

Cσ=σ−1
βkσ
Yσ∗ϵσ∗σa+ψσ∗σm (4.104)
În calculele de proiectare la determinarea coeficientului de siguranță se au în vedere
următoarel e valori:
 gs=1,00…1,15;
 ys=0,1…0,2
Momentul de încovoiere în planul brațului are expresia:
MiT=Mpi+BTd
2 (4.105)
Deoarece efortul unitar si produs de momentul MiT în punctul I este nul, solicitarea la
oboseală în planul brațului nu se ia în considerare.
Brațul arborelui cotit este supus la solicitarea de torsiune dată de momentul M T=BT
care determină tensiunea tangențială .
Pentru valorile extreme ale momentului de torsiune se calculează tensi unile
tangențiale maxime și minime :
τmax=0.5a∗Tmax
k∗b∗h2 (4.106)
τmin=0.5a∗Tmin
k∗b∗h2 (4.107)
Tensiunea tangențială a brațului:
T=MT
k∗b∗h2 (4.108)

Coeficientul global de siguranță pentru braț este calculat cu ecuația:
Cbr=Cσ∗Cr
√Cσ2+Cr2 (4.109)

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

89
Rezultatele verificarilor sunt prezentate in tabelele urmatare :
Tabelul 4.33 Verificarea brațelor la torsiune :
Mr max Mr max W tam
max tau min tauv taum Ctau
Cot 1 367581.20 -315667.32 7840.00 46.89 -40.26 43.57 3.31 13.53
Cot 2 559477.83 -611165.96 7840 .00 71.36 -77.95 74.66 -3.30 8.65
Cot 3 382781.45 -330899.68 7840.00 48.82 -42.21 45.52 3.31 12.98
Cot 4 102369.46 -315251.22 7840.00 13.06 -40.21 26.63 -13.58 38.50

Tabelul 4.34 Verificarea brațelor la încovoiere
sigma max Sigma min Sigmav Sigmam Csigma csuma
Cot 1 207.74 -200.90 204.32 3.42 2.81 2.75
Cot 2 412.29 -419.46 415.87 -3.58 1.39 1.37
Cot 3 34.47 -23.39 28.93 5.54 19.43 10.80
Cot 4 53.11 -49.25 51.18 1.93 11.20 10.75

În urma rezultatelor obținute am realiza proiectarea arborelui c otit în programul Catia
v5:

Figura 4.18 Arborele cotit realizat în programul Catia v5

Proiectarea elementelor principale ale unui motor cu ardere interna cu o putere de P=80 kw si o turatie de 6000 rpm ce echipe aza
un autoturism.

90
Bibliografie

[1] Radu Chiriac , Procese ale Motoarelor cu ardere internă (Probleme Generale) ,
București , Editura A.G.I.R , 2015.
[2] Radu Chiriac , Calculul termic și dinamic al motoarelor cu ardere internă (Îndrumar
*de proiect) , București , 2004.
[3] Constantin P ană , Marcel Ginu Popa , Niculae Negurescu , Constantin Silvestru,
Dinamica Motoarelor cu ardere internă , București , Editura MATRIX ROM , 2005.
[4] Berthold Grȕwald , Teoria , Calculul și Consrucția Motoarelor pentru autovehicule
rutiere , București , Editura Didactică și Pedagogică , 1980.
[6] Gheorghe atreanu , Radu Gaiginschi , Motoare cu ardere internă -Construcție și
calcul , Iași , Editura GH.ASACHI , 1995.
[7] https://www.auto -data.net/ro/?f=showImages&image_id=4649
[8] https://ro.wikipedia.org/ wiki/Cilindru_motor
[9] http://www.e -automobile.ro/categorie -motor/20 -general/59 -distributie -fixa.html
[10] http://www.e -automobile.ro/categorie -electronica/135 -bujii-ngk-bosch -auto-
motor.html
[11] https://motoare4timpi.wordpress.com/