Proiectarea unui automobil cu sarcina utilă 430kg, masa [622476]

UNIVERSITATEA “DUNĂR EA DE JOS” DIN GALAȚ I
FACULTATEA DE INGINE RIE
Specializarea
AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT DE DIPLOMĂ

Îndrumător: Autor:
conf. dr. Ing. Krisztina Uzuneanu Neagu Mihai -Matei

Galați 2017

UNIVERSITATEA “DUNĂR EA DE JOS” DIN GALAȚ I
FACULTATEA DE INGINE RIE
Specializarea
AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT DE DIPLOMĂ

Proiectarea unui automobil cu sarcina utilă 430[kg], masa
maximă autorizată 1370 [kg] care se poate deplasa pe drum
orizontal cu viteza maximă V max=203[km/h]

Îndrumător: Autor:
conf. dr. Ing. Krisztina Uzuneanu Neagu Mihai -Matei

Galați 2017

Rezumat
În cadrul acestui proiect de diplomă a fost abordată proiectarea unui autoturism de
dimensiuni și capacitate cilindrică medii, destinat transportului a maxim cinci persoane.
În prima parte a proiectului s -a realizat studiul dinamic al autovehiculului, plecând de
la parametrii constructivi adoptați în urma unei comparații între modelele actuale prezente pe
piață. Cunoscând principalele dimensiuni geometrice și de masă , a vitezei maxime cu care
autovehiculul se poate deplasa pe cale orizontală, precum și dimensiunile anvelopelor, s -au
putut determina rezistențele la înaintare, forțele de tracțiune, performanțele de putere și cuplu,
reacțiunile căii de rulare asupra auto vehiculului, stabilitatea acestuia, precum și performanțele
de frânare. Bazându -mă pe caracteristica exterioară, am adoptat valori superioare pentru
rapoartele de transmitere ale transmisiei, care au contribuit la determinarea caracteristicilor de
putere l a roată și accelerație, și a performanțelor la demaraj.
Capitolul doi prezintă calculul și construcția motorului cu ardere internă. Cu ajutorul
valorilor puterii efective și turației nominale obținute la capitolul întâi, și adoptând raportul de
comprimare, am putut realiza calculul termic al motorului și al dimensiunilor fundamentale
ale acestuia. Cunoscând aceste date, a fost posibilă trasarea diagramei indicate a motorului.
Calculele cinematice și dinamice au condus la determinarea forțelor ce acționează asupra
mecanismelor motorului, acestea având o importanță fundamentală asupra determinării
momentului motor mediu și a puterii efective calculate. În final, a fost realizat calculul
dimensiunilor geometrice ale componentelor grupului manivelă -piston, precu m și a
solicitărilor mecanice la care acestea sunt supuse în perioada funcționării motorului
Transmisia autovehiculului este tratată în capitolul trei și patru , prin calculul și
construcția ambreiajului și cutiei de viteze . În capitol ul trei se prezintă ro lul ambreiajului,
tipurile constructive și clasificarea ambreiajelor mecanice, urmate de o prezentare a
elementelor componente ale acestora. Capitolul se încheie cu calculele de dimensionare și de
rezistență a discului de ambreiaj, arcului diafragmă și mec anismului de acționare. În capitol ul
patru se prezintă rolul cutiei de viteze si calculul de dimensionare.
În ultimul capitol am abordat tema specială optimizarea procesului de injectie la
motoarele cu aprindere prin comprimare. Ca parte introductivă, am tinut sa mentionez ce
inseamnă conceptul de ’’Common Rail’’ si avantajele acestui concept. În continuare am
prezentat detaliat principiile de funcționare ale componentelor sistemului de injecție
’’Common Rail’’ .

Cuprins

Memoriu justificativ

Cap.1. Studiul dinamic al automobilului ………………………………………… …..…….1
1.1 Studiul soluțiilor similare și al tendințelor de dezvoltare………………………….. ……………. ….1
1.2 Alegerea principalelor dimensiuni geometrice și d e masă….. ……………………. ………………..4
1.3 Pneurile automobilului………… ………………………………………………………………….. …………….6
1.4 Studiul ergonomic al postului de conducere…………………………………………………… …………7
1.5 Definirea condițiilor de autopropulsare……………………………………………. …………..8
1.5.1 Randamentul transmisiei……………………… ………………………………….. ……………… ………….8
1.5.2 Stabilirea valorii pantei maxime, la limita aderentei…………. ……………. ……………… 8
1.5.3 Rezistența la rulare, a aerului și la urcarea pant ei……………………….. …………. …………9
1.5.4 Rezistența la demarare…………………………………………………………… …………. ………..10
1.5.5 Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilulu i……………. ……………… ………..11
1.6 Calculul de tracțiune…………………………………………………………….. …………..11
1.6.1 Determinarea puterii maxime a motorului……………………………….. ………………11
1.6.2 Calculul analitic al caracteristicii exterioare…………………………………. ……………12
1.6.3 Determinarea cuplului maxim al motorului……………………………… ……….. ………13
1.6.4 Stabilirea vitezei maximă pe panta stabilită, la limita ade renței……….. …………..14
1.6.5 Alegerea tipului motorului…………………………………………………………. ……………14
1.6.6 Determinarea rapoartelor de transmitere de valoare maximă
respectiv minimă ale trans misiei…………………………………………………. ……………14
1.6.7 Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze
și a mărimii rapoartelor de transmitere ale automobilului………………….. …………15
1.6.8 Caracteristica de tractiune si de putere a automobilul ui………………………. ………16
1.7 Determinarea performantelor de demarare ale automobilului……………………… ………….18
1.8 Determinarea performantelor la frânare………………………………………………. ………… ………23
1.9 Stabilitatea longitudinală și transversală a automobilului……………………… ………… ……….27

Cap. 2 Calculul motorului cu ardere internă al auto mobilului ……………………… ……………29
2.1 Calculul termic al motorului……………………………………………………………………… …….. ……29
2.2 Determinarea dimensiunilor principale ale mecanismului motor si a
numarului de cilindri ai motorului…………………………………………………………. ………… …….31
2.3 Trasarea diagramei indicate………………………………………………………………. ……….. ………..32
2.4 Studiul cinematic și dinamic al mecanismului motor………………………………. ……… ……….32
2.5 Dimensionarea și elemente de calcul pentru organele mecanismului motor… ……….. …….46

Cap. 3 Construcția și calculul ambreiaju lui………………………………………………. ……….. ……56
3.1 Alegerea tipului constructiv…………………………………………………………………….. ……………57
3.2 Alegerea parametrilor principali……… …………………………………………………….. ……………..57
3.3 Analiza soluțiilor constructive pentru partea condusă și elemente de calcul……… ………….58
3.4 Analiza solutiei constructive și calculul părții conducătoare…………….. …………….. ………..61
3.5 Elemente de calcul ale mecanismului de acționare………………………… …………….. ………… .64

Cap. 4 Calculul și construcția cutiei de viteze ………………………………… ……………….. ………. 66
4.1 Alegerea tipului constructiv…………………………………………….. ………… …………… …….. …….. 66
4.2 Organizarea cinematică a mecanismului reductor……. ………… ………… ………….. ……… …….. 69
4.3 Dimensionarea geometrico -cinematică……………………….. ………………. ……… …………………. 79
4.4 Calculul forțelor din angrenajele cu roți dințate………………… …………………………. …………. 82
4.5 Calculul arborilor și calculul reacțiunilor………………… ………….. ……………… …………………. 83

Cap. 5 Tema specială …………………………………… ………….. …………………………………………….85
5.1 Introducere………………………………………… …………………………………………………………… …..85
5.2. Direcții de optimizare și modernizare a sistemului de in jecție………………………. ………….. 85
5.2.1 Reducerea zgomotului ………………………………………………………….. ……………… …85
5.2.2 Reducerea poluării ……………………………………………………. ………………………… ….86
5.2.3 Reducerea consumului de combustibil …….. …………………………………………… …..87
5.2.4 Performanțe ridicate ………….. …………………………………………………………… ………87
5.3 Sistemul de injecție Common Rail la m.a.c. ……………………………………. ………………………. 87
5.3.1 Principiul de funcționare ……… ……………………………………………………… ………….. 87
5.3.1.2 Funcțiile auxiliare ……………………………………………………………………….. ………. 89
5.3.2 Caracteristicile injecției …………………………………………………………………………. ..89
5.3.2.1 Caract eristicile injecției convenționale …………………………………… …….89
5.3.2.2 Caracteristicile de injecție pentru sistemul de injecție Common -Rai…90
5.3.3 Sistemul de alimentare cu combustibil ………………………………………. …………. …..90
5.3.3.1 Circuitul de joasă presiune ………………………………………………….. …….. 92
5.3.4 Pompa de înaltă presiune ………… ………………………………………………………….. …..92
5.3.5 Acumulatorul de presiune( rampa de înaltă presiune) ………………………… …….. 93
5.3.6 Injectoarele …………. ……………………………………………………………………………. …..94
5.3.7 Unitatea de comandă electronica …… …………………………………… …….. 97

Concluzii ………………………………………………………………………………….. …98

Anexe …… ……..………………………………………………………………………… ….99

Bibliografie …………………………………………………………………………………………………… ……….106

Calculul si construc ția automobilului

Memoriu justificativ

Tendința actuală în proiectarea autovehiculelor este bazată pe câteva criterii care au
început să se contureze cel mai mult în ultimii ani, odată cu apariția fenomenului de criză
economică globală, și a previziunilor sumbre legate de epuizarea resurselor de petrol în
următoarea jumătate de secol. Astfel, producătorii de autovehicule au recurs la adoptarea unor
soluții constructive pentru autov ehiculele noi care să satisfacă pe cât posibil cerințele
clienților legate de costurile de achiziție și întreținere, precum și consumul redus de carburant,
fără a se face rabat de la fiabilitate, siguranță și performanțe tehnice ridicate. O altă direcție
necesară ce trebuie avută în vedere este reducerea emisiilor poluante produse de motor.
Ținând seama de aceste aspecte, scopul lucrării de față este proiectarea unui
autovehicul bazată pe soluțiile similare existente pe piață, cu obținerea unor performanțe
superioare. Astfel, este necesară studierea dinamicii autovehiculului, a motorului cu ardere
internă și transmisiei, precum și a sistemului de injecție utilizat, cele patru fiind dependente
una față de alta în vederea realizării obiectivului propus .
Studii nd literatura de specialitate se poate constata că există un număr mare de metode
prin care autovehiculele pot fi îmbunătățite. Cea mai la îndemână metodă pare a fi sporirea
puterii litrice a motorului. Aceasta se poate obține prin creșterea turației motor ului, fie prin
adoptarea unui număr mai mare de cilindri de alezaje mici, fie prin reducerea numărului de
cilindri și introducerea supraalimentării. Aceste soluții nu sunt viabile din mai multe puncte
de vedere. În primul rând, odată cu creșterea numărului de cilindri crește și masa
autovehiculului, cu influențe semnificative asupra performanțelor dinamice și de consum.
Supraalimentarea aduce un plus în ceea ce privește puterea, cuplul și consumul, însă complică
foarte mult construcția motorului, rezultând un cost de achiziție și întreținere al autovehicului
ridicat. Astfel, soluția preferată de altfel de cea mai mare majoritate a producătorilor de
autovehicule, precum și cea analizată în cadrul acestei lucrări este cea a motorului cu patru
cilindri în linie , amplasat transversal. Creșterea turației acestui tip de motor se obține prin
mărirea alezajului cilindrului, corelată cu reducerea lungimii pistonului și utilizarea unor
materiale bazate pe aliaje de aluminiu. Rezultatele obținute în urma calculului moto rului ales
sunt superioare valorilor oferite de literatura de specialitate.
Pentru reducerea poluării și economia de combustibil, a fost necesară implementarea
unui sistem electronic avansat, capabil să realizeze un dozaj corespunzător, cu abateri minime
de la amestecul stoichiometric (λ = 1). Sistemul permite funcționarea în buclă închisă,
senzorul Lambda asigurând păstrarea parametrilor de stare ai motorului la valori standard de
funcționare. Pentru a nu penaliza performanțele de putere, sistemul a fost p roiectat în așa fel
încât să fie capabil să treacă în buclă deschisă, la regimurile de accelerare și sarcină plină.
Calculele realizate pe tot parcursul proiectului reflectă cât mai exact performanțele de
putere, cuplu și consum, acestea fiind realizate în condiții de încărcare maximă, la sarcini
pline ale motorului. Pentru simplificarea acestor calcule și asigurarea obținerii unor rezultate
concludente, s -a apelat la utilizarea programului Microsoft Excel. De asemenea, măsurătorile
realizate în vederea opt imizării sistemului de injecție au fost efectuate cu aparate de ultimă
generație.

Calculul si construc ția automobilului
1
Cap. 1 Studiul dinamic al automobilului

1.1 Studiul soluțiilor similare
Pentru abordarea unui nou tip d e autoturism, folosind datelele puse la dispoziție prin
temă, este necesară căutarea unor soluții constructive, deja existente, care să prezinte
parametri asemănători cu cei ai autoturismului ce urmează a fi proiectat.
Toate datele legate de organizarea ge nerală, dimensiunile geometrice și de masă,
precum și modul de dispunere a motorului și punților motoare, de organizare a transmisiei, se
vor adopta conform literaturii de specialitate.
Tabelul 1.1 prezintă un exemplu de studiu al soluțiilor similare, urmă rind în paralel
caracteristicile tehnice ale mai multor modele de autovehicule.
Tab.1.1 Exemple de automobile din aceeași clasa :
Model automobil Seat Leon Skoda Superb Renault
Laguna Opel Astra
J
Caroserie Hatchback Hatchback Hatchback Hatchback
Numar usi 5 5 5 5
Numar locuri 5 5 5 5
Cilindree [cmc] 1968 1968 1995 1956
Lungime [mm] 4271 4861 4803 4419
Latime [mm] 1816 1864 1811 1814
Inaltime [mm] 1444 1468 1445 1510
Ampatament [mm] 2634 2841 2756 2685
Ecartament fata[mm] 1534 1584 1564 1541
Ecartament spate[mm] 1508 1572 1551 1551
Putere maxima [cp/rpm] 150 /4000 150 /4000 131 /4000 165/4000
Tip motor 4L 4L 4L 4L
Cuplu maxim [Nm/rpm] 320/2500 340 /2400 320/2000 350/2200
Masa proprie [kg] 1335 1410 1555 1373
Masa totala autorizata
[kg] 1840 2030 2025 1870
CV CV-M-5tr CV-M-6tr CV-M-6tr CV-A-5tr
Pneuri 205/60 R16
92W 215/60 R16 205/60 R16 205/60 R16
Viteza maxima [km/h] 211 220 203 215
Acceleratie 0 -100km/h 8.4 8.8 10.6 9
Consum mediu l/100km 4.4 4.1 6 4.8

Calculul si construc ția automobilului
2
Model automobil Volkswagen
Golf VI Mitsubishi
Lancer
Sportback X Mercedes –
Benz A -class Ford Focus 3
Caroserie Hatchback Hatchback Hatchback Hatchback
Numar usi 5 5 5 5
Numar locuri 5 5 5 5
Cilindree [cmc] 1968 1968 2143 1997
Lungime [mm] 4200 4585 4299 4358
Latime [mm] 1790 1760 1780 1823
Inaltime [mm] 1480 1515 1433 1484
Ampatament [mm] 2570 2635 2699 2648
Ecartament fata[mm] 1540 1530 1553 1544
Ecartament spate[mm] 1510 1530 1552 1559
Putere maxima [cp/rpm] 140/4000 140/4000 136/4000 150/3750
Tip motor 4L 4L 4L 4L
Cuplu maxim [Nm/rpm] 320/1750 310/1750 300/1400 370/2000
Masa proprie [kg] 1370 1430 1380 1455
Masa totala autorizata [kg] 1800 1900 2010 2050
CV CV-M-5tr CV-M-5tr CV-M-5tr CV-M-5tr
Pneuri 205/55 R16 215/45
R18W 205/55 R16 205/55 R16
Viteza maxima [km/h] 203 204 210 210
Acceleratie 0 -100km/h 10.8 10.4 9.3 8.7
Consum mediu l/100km 5.4 6.3 4.5 4.8

Analizând cu atenție informatiile din tabelul 1.1 și având în vedere tendințele de
dezvoltare caracteristice pentru fiecare categorie de autovehicule cercetate se pot stabili,
pentru început, prin comparare, unele date inițiale, absolut necesare pentru calcul și
predimensionare, cum ar fi: organizarea generală, dimensiunile geometrice, greutatea
autovehiculului și repartizarea sa pe punți, alegerea anvelopelor și determinarea razei de
rulare. [2]

Calculul si construc ția automobilului
3

Fig. 1.1 Dimensiuni geometrice

Fig.1.2 Dimensiuni generale

Calculul si construc ția automobilului
4

Fig.1.3 Performanțele energetice ale motoarelor, dinamice de viteză maximă
și de consum de combustibil

1.2 Alegerea principalelor dimensiuni geometrice și de masă
Autovehiculul este un vehicul rutier autopropulsat care se poate dep lasa pe un drum
sau pe un traseu neamenajat, fiind echipat cu roți, cu șenile , cu patine sau cu pernă de aer.
Amenajarea generală a autovehiculului de proiectat se adoptă în urma studiului
soluțiilor similare de organizare generală a altor autoturisme și al datelor impuse prin tema de
proiectare.

Dimensiuni geometrice
Având în vedere aceste concluzii, cunoscând datele impuse prin tema de proiectare și
urmărind tendințele actuale din construcția de automobile am adoptat principalele dimensiuni
geometrice și de masă pentru un autoturism cu 5 locuri și viteză maximă 203 [km/h]:
-lungimea totală – La = 4200 [ mm];
-lățimea totală – l = 1790 [mm];
-înăltimea totală – H = 1480 [ mm];
-ampatament – L= 2570 [mm];
-ecartament față – Bf = 1540 [mm];
-ecartament spate – Bs = 1510 [mm];
-consolă față – C1 = 850 [mm];
-consolă spate – C2 = 780 [mm].
Greutatea automobilului
Greutatea autovehiculelor este un parametru important la proiectare și reprezintă suma
greutății tuturor mecanismelor și agregatelor din constru cția acestuia precum și greutatea
încărcăturii.
În cazul automobilelor metoda recomandată pentru alegerea greutății proprii constă în
adoptarea ei pe baza maselor p roprii ale tipurilor similare, tin ându -se cont de tendințele de
dezvoltare care vizează utilizarea unor soluții constructive și materiale cu mase proprii reduse,
astfel că se creează premisa reducerii maselor proprii.

Calculul si construc ția automobilului
5
Astfel în urma studiului soluțiilor similare masa proprie a automobilului se adoptă:
m0=G0
g (g=10 [m/s]) (1.1)
m0=13700
10= 1370 [kg]
Greutatea totală pentru autoturisme este:
Ga=G0+Qu=18000 [N] (1.2)
Masa autovehiculului este considerată în centrul de greutate situate în planul vertical,
ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziția centrului de masă se
apreciază prin coordonatele longitudinale a si b și înăltimea h g conform STAS 6926/2 -78.
Alegerea poziție i centrului de masă s e poate face prin utilizarea de valori medii după
date oferite de literatura de specialitate. Astfel , se adoptă parametrul:
𝑎
𝐿=0.45=𝑐 (1.3)
Din relația anterioară vor coordonatelor longitudinale:
a=L∗c (1.4)
a=2570∗0.45=1156.5 [mm]
b=L−a (1.5)
b=2570−1156.5=1413.5 [mm]
Cu ajutorul coordonatelor longitudinale a și b găsite se va determina greutatea totală
pe puntea față respective spate cu următoarele relații:
Gf=Ga∗bcosα−hgsinα
L (1.6)
Gs=Ga∗acosα+hgsinα
L (1.7)
Pe drum orizontal (α=0 o):
Gf=Ga∗b
L (1.8)
Gf=18000∗1.4135
2.57=9900 [N]
Gs=Ga∗a
L (1.9)
Gs=18000∗1.1565
2.57=8100 [N]
Înălțimea h g se determină adopt ând hg
L =cc= 0,3 de unde va rezulta înalțimea h g :
hg=L∙cc (1.10 )
hg=2570∗0.3=771 [mm]

Calculul si construc ția automobilului
6

Fig. 1.4 Dimensiuni geometrice și de masa

1.3 Pneurile automobilului
Roțile de automobil sunt alcătuite dintr -o jantă metalică, pe care se montează o
anvelopă de cauciuc în interiorul căruia se află volum de aer comprimat, ori uneori o came ră
cu aer comprimat. Rigiditatea depinde de materialul anvelopei, de construcția ei, de presiunea
interioară a aerului din pneu și de duritatea suprafeței de sprijin. Rigiditatea anvelopei este
dată de raportul dintre creșterea forței care acționează asupr a pneului și deformația
determinată de această creștere.
Funcție de greutatea repartizată punților se poate determina masa ce revine unui pneu
folosind relațiile:
-pentru pneurile punții față:
Gpf=Gf
2 (1.11 )
Gpf=9900
2=4950 [N]
-pentru pneurile punții spate:
Gps=Gs
2 (1.12 )
Gps=8100
2=4050 [N]
Pentru asigurarea unei bune confortabili tăți puntea față trebuie să fie caracterizată de o
elasticitate mai mare decât puntea spate. La obținerea elasticității punții față contribuie și
utilizarea presiunii interioare a aerului din pneu, de obicei mai mică în față decât în spate.
Prin reducer ea presiunii pneurilor pe puntea din față, se reduce rigiditatea lateral a
pneului, astfel că prin sporirea deviațiilor laterale se favorizează imprimarea unui character
constructive de subvirare, caracterizat de tendința de autostabilitate pe traiectoria rectilinie.
S-au adoptat anvelopele tip 205/55 R16 84H cu următoarele caracteristici:
-diametrul exterior D 0=631.9 [ mm]
-lățimea benzii de rulare 205 [mm]
-înalțimea flancului 112.75 [ mm]
-indicele de greutate 4500 (max 450 [ kg/roata])
-indicele de viteza „H” (max 210 [km/h]).

Calculul si construc ția automobilului
7
Pentru calculele de dinamica autovehiculului este necesară cunoașterea razei de rulare,
care se apreciază analitic funcție de raza nominală a roții și un coeficient de deformare.
Raza de rulare se poate determina in funcție de raza liberă:
r0=D0
2 (1.13)
r0=631.9
2=315.95[mm]
rr=r0∙ kr (1.14 )
rr=315.95∗0.93=293.8335 [mm];
unde kr=0.93− coeficient de deformare a pneului.

1.4. Studiul ergonomic al postului de conducere
Limitele de amplasare a organelor de comandă manual și dimensiunile principale ale
postului de conducere al conducătorului auto se aleg conform STAS 12613 -88, astf el încât
acestea să fie în permanență în raza de acțiune determinată de dimensiunile antropometrice ale
conducătorului auto.
a)Unghiul de înclinare spre înapoi 𝛽=9−33[°];.
b)Distanța verticală de la punctul R la punctul călcâiului, 𝐻𝑧,𝐻𝑧=130−520[mm];
c)Cursa orizontală a punctului R, 𝐻𝑥=550−1250[mm];
d)Diametrul volantului, 𝐷=330…600[mm];
e)Unghiul de înclinare al volantului, 𝛼=10−70[°];.
f)Distanța orizontală între centrul volantului și punctul călcâiului, 𝑊𝑥=250−
850[mm];
g)Distanța verticală între ce ntrul volantului și punctul călcâiului, 𝑊𝑧=500−
900[mm].

Se adoptă următoarele dimensiuni:
a) β = 25̊
b) Hz = 250 [m m]
c) D = 400 [mm]
d) α = 45̊
e) Wx = 750 [mm]
f) Wz = 650 [mm]

Fig. 1.5 Ergonomia postului de conducere [2]

Calculul si construc ția automobilului
8
1.5. Definirea condițiilor de autopropulsare
Mișcarea autovehiculului este determinată de mărimea, direcția și sensul forțelor
active și a forțelor de rezistență ce acționează asupra acestuia.
Definirea condițiilor de autopropulsare precede calculului dinamic de tracțiune
împreună cu care condițion ează performanțele autovehiculului.
1.5.1. Randamentul transmisiei
Pentru propulsarea autovehiculului puterea și cuplul dezvoltate de motor trebuie să fie
transmise roților motoare ale acestuia.
Transmisia fluxului de putere și a cuplului sunt caracterizat e de pierderi datorate
fenomenelor de frecare dintre organele transmisiei. Calitativ, pierderile de putere și de cuplu
din transmisie se apreciaza prin randamentul transmisiei 𝜂𝑡. Pentru a obține un cuplu suficient
de mare la roțile motoare, cuplu care să asigure un demaraj corespunzător, transmisia
realizează prin raportul de transmitere global, o creștere a cuplului și o reducere a turației; se
realizează astfel adaptarea caracteristicii de turație a motorului la cerințele de la roțile
motoare.
Randame ntele subansamblelor componente ale transimisiei:
• 𝜂𝐶𝑉=0.97…0.99 (în treapta de priză directa); 𝜂𝐶𝑉=0.92…0.94 (în celelalte
trepte);
• transmisia principală: 𝜂𝑃=0.92…0.94 ;
• transmisia cardanică: 𝜂𝐶=0.99…0.995;
• randamentul reductorului distribuitor: 𝜂𝑟𝑑=0.915…0.95.
Am adoptat 𝜂𝑃=0,9
1.5.2 Stabilirea valorii pantei maxime, la limita aderenței

Forța de tracțiune maximă la limita de aderență nu poate depași greutatea aderentă:
Ga∗ψmax=Ga∗cosα∗(f+tgα)≤FR,ad=Gad=φ∗Ga∗b∗cosα
(L+φ∗hg) (1.15)
Se adoptă φ, coeficientul de aderență, 𝜑=0.7
Rezultă:
𝑡𝑔𝛼𝑚𝑎𝑥≤𝜑∗𝑏
(𝐿+𝜑∗ℎ𝑔)−𝑓 (pentru tracțiune față).
𝛼𝑚𝑎𝑥≤𝑎𝑟𝑐𝑡𝛼(𝜑∗𝑏
(𝐿+𝜑∗ℎ𝑔)−𝑓) (pentru tracțiune față).
Unghiul maxim 𝛼𝑚𝑎𝑥 este stabilit din condiția de ade rență,
𝛼𝑚𝑎𝑥=16,91880745 [grade] sau 𝛼𝑚𝑎𝑥=0,295288896 [radiani]

Rezultă că unghiul maxim al pantei, care va putea fi abordată cu o anumită viteză in
treapta 1 a CV este 𝛼𝑝<𝛼𝑚𝑎𝑥.
𝛼𝑝=𝛼𝑚𝑎𝑥−1 (1.16)
𝛼𝑝=15,91880745 [grade] sau 𝛼𝑚𝑎𝑥=0,277835603 [radiani].
Panta corespunzătoare unghiului 𝛼𝑝 va fi:
𝑝𝑚𝑎𝑥[%]=𝑡𝑔𝛼𝑝∗100 (1.17)
𝑝𝑚𝑎𝑥[%]=28,5212414

Calculul si construc ția automobilului
9
1.5.3. Rezistența la rulare, rezistența aerului și la urcarea pantei
Rezistenața la rulare ( R r ) este o forță ce are acțiune permanentă la rularea roților pe
cale, de sens opus sensului deplasării autovehiculului. În calculele de proiectare dinamică a
autovehiculelor, rezistența la rulare este luată în considerare prin coeficientul global
rezistenței la rulare f .
Am adoptat coeficientul rezistenței la rulare, conform îndrumarului, ca fiind:
𝑓=0.014;
Cu toate că rezistența la rulare a roților motoare este mai mare decât a roților libere,
datorită deformării tangențiale a pneului provocată de momentul motor la roată,
experimentele au condus la concluzia că influența este destul de mică astfel încât în calculele
obișnuite nu se ia în considerație diferența dintre acestea.
Forța rezistentă la rularea roților, pentru autovehiculul fără remorcă:
Rr=Ga∗ f∗ cosα (1.18)
Rr=18000∗0.014∗𝑐𝑜𝑠α= 242,3 [N]
Puterea necesară pentru învingerea rezistenței la rulare este:
Prul[kW]=Rr∙V
3600 (1.19)
Prul=242.3∗203
3600=13,665[kW].

Unde: 𝑉[km/h] – viteza de rulare a autovehiculului.

Rezistența aerului R a, care se opune mișcării autovehiculului, se manifestă ca
rezultanta unor forțe paralele cu planul căii de rulare, de sens opus înaintării, rezistență care se
consideră că acționează într -un punct din planul frontal al autovehiculului, denumit centru
front al de presiune . În marea majoritate a cazurilor, deplasarea autovehiculelor nu se face
într-o atmosferă liniștită, vehiculele fiind solicitate și la acțiunea vântului, a cărui direcție în
general nu coincide cu direcția de mers.
Ținând seama de unghiul ψ, de incidența vitezei vântului cu viteza de mers a
autovehiculului, rezultă viteza relativă de acțiune a aerului asupra vehicului:
Vx=Va+Vv∗cosψ (1.20)
Va=203
3.6= 56,388[m/s] – viteza maximă de deplasare a autovehiculului
Vv=10 [m/s] – viteza vântului ( cu valori între 0 -12 m/s)
Unghiul ψ se recomandă între 0˚ – 45˚. Se adoptă 𝜓=30°
Vx=56,388+10∗cos (30°)
Vx=65,048 [m/s]
Densitatea aerului nu este constantă, ea depinzând de presiunea aerului, p, si
temperat ura acestuia, T.
În condiții standard: 𝑝𝑜=760[mmHg]=1.01325∗105[N/m2]; 𝜌𝑜=1.226[kg/
m3]; 𝑇𝑜=288[K].
Dacă condițiile sunt altele decât cele standard, densitatea aerului ρ se calculează cu
relația:

Calculul si construc ția automobilului
10
𝜌=𝜌0∗𝑝
𝑝𝑜∗𝑇𝑜
𝑇. (1.21)
Rezist ența exercitată de aer asupra vehiculului cu roți se determină cu relația:
𝑅𝑎=0.5∗𝐶𝑥∗𝜌∗𝐴∗𝑉𝑥2=𝑘∗𝐴∗𝑉𝑥2=𝐾∗𝑉𝑥2=𝑘∗𝐴∗𝑉𝑥2 (1.22)
Unde: 𝐶𝑥 – coeficient aerodinamic de penetrație; 𝐴[m2] – suprafața frontală a autovehiculului;
𝑘[kg/m3] – coeficient aerodinamic frontal; 𝐾[kg/m]=𝑘∗𝐴 – factor aerodinamic.
Aria suprafeței frontale A este aria proiecției vehiculului pe un plan perpendicular pe
direcția de mișcare; pentru calcule aproximative se admite A=C∗B∗H, unde B este
ecartamentul mediu, iar H înălțimea maximă; C – coeficient de corecție; adoptăm C=0,78;
A=C∗(Bf+Bs)
2·H (1.23)
A=0.78∗(1,54+1,51)
2∗1,48=1,76046 [m2]
Coeficientul aerodinamic k ia valori între 0,2 -0,35 [kg/m3]. Am adopt at k = 0,25
[kg/m3].
Rezistența aerului se calculează cu formula:
Ra=k∗A∗Vx2
13 (1.24)
Ra=0,25∗1,76046∗2032
13=1395,13[N]
Puterea necesară învingerii rezistenței aerului este:
Pa=k∗A∗Vx2∗Va
46800 (1.25)
Pa=0,25∗1,76046∗2033
46800=78,66 [kW]
Dacă se circulă într -o atmosferă fără vânt, atunci V x = V a și rela țiile anterioare devin:
Ra=k∗A∗Va2
13=0,25∗1,76046∗2032
13=1395,13 [N]
Pa=k∗A∗Va3
46800=0,25∗1,76046∗2033
46800=78,66[kW]

1.5.4. Rezistența la demarare
Regimurile tranzitorii ale mișcării automobilului sunt caracterizate de creșteri ale
vitezei în cazul demarajelor respectiv de reduceri ale vitezei în cazul frânării. Rezistența la
demarare (R d) este o forță de rezistență ce se manifestă în regimul de mișcare accelerată a
autovehiculului.
Rezistența la accelerare este:
𝑅𝑑=𝑑𝑣
𝑑𝑡∗𝑚𝑎∗(1+𝜆+𝜌)=𝑚𝑎∗𝛿∗𝑑𝑣
𝑑𝑡=𝑚𝑟𝑒𝑑∗𝑑𝑣
𝑑𝑡=[N] (1.26)
Unde: 𝜆𝑘=𝜂𝑡𝑟∗𝐼𝑚∗𝑖𝑡𝑟,𝑘2
𝑚𝑎∗𝑟𝑟2, 𝜌=∑𝐼𝑟
𝑟𝑟2∗𝑚𝑎, 𝛿=(1+𝜆𝑘+𝜌)=coeficientul de influență al maselor în
mișcarea de rotație asupra mișcărilor de translație a autovehiculului.

Calculul si construc ția automobilului
11
1.5.5. Ecuația generală de mișcare a automobilului
Pentru stabilirea ecuației generale a mișcării, se consideră autovehi culul în deplasare
rectilinie, pe o cale cu înclinare longitudinală de unghi α, în regim tranzitoriu de viteză cu
accelerație pozitivă. Luând în considerare acțiunea simultană a forțelor de rezistență și a forței
motoare (de propulsie) din echilibru dinami c după direcția mișcării, se obține ecuația
diferențială:

a=dv
dt=1
ma⋅δ∗[Ft−Ga∗f∗cosα−Gasinα−k∗A∗V2
13]= [m/s2] (1.27)

Unde :
▪ forța de tracțiune :
Ft=Ga∗f∗cosα+Gasinα+k∗A∗V2
13+ma∗δ∗α= 5727,272 [N] (1.28)
▪ puterea la roțile motoare:
Pr=Ga∗f∗cosα∗V
3600+Ga∗sinα∗V
3600+k∗A∗V2∗V
13⋅3600+ma∗δ∗V∗a
3600
Pr=ηtr⋅Pe= [kW] (1.29)

1.6. Calculul de tracțiune
Calculul de tracțiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai
motorului și trans misiei automobilului, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile
definite anterior și în condițiile precizate în capitolul precedent să fie capabil să realizeze
performanțele prescrise în tema de proiectare sau a performanțelor celor mai bune modele
existente sau de perspectivă.

1.6.1. Determinarea puterii maxime a motorului
Funcție de condițiile de autopropulsare a autovehiculului , în ecuația de mișcare se
definesc mai multe forme particulare:
a) pornirea din loc cu accelerația maximă ;
În acest caz ecuația generală de mișcare capătă forma particular ă
𝐹𝑡(𝑎1𝑚𝑎𝑥)=𝐺𝑎∗𝑓+𝑚𝑎∗𝛿𝑡𝑟1∗𝑎1𝑚𝑎𝑥 (1.30)
𝐹𝑡(𝑎1𝑚𝑎𝑥)=5152,983[N]
b) deplasarea pe calea cu pantă maximă la viteză constantă ;
Ft,max=Ga∗f∗cosαp+Ga∗sinαp+k∗A∗Vp2
13=Ga∗Ψmax+k∗A∗Vp2
13 (1.31)
Ft,max= 5224,652 [N]
c) deplasarea cu viteza maximă pe drum orizontal ;
Ft,Vmax=Ga∗f+k∗A∗Vmax2
13 (1.32)
Ft,Vmax=1647,131 [N]
Din condiția deplasării pe drum orizontal, cu viteza maximă impusă, regim de viteză
constantă, fără rezervă de putere, rezultă puterea maximă necesară a motorului:

Calculul si construc ția automobilului
12
Pmax=[Ga∗f∗Vmax
3600+k∗A∗Vmax3
13∗3600]∗1
ηtr (1.33)
Pmax= 103.26 [kW]

Forța de tracțiune corespunzătoare vitezei maxime:
Ft,Vmax =Ft,P =Ga∗f+k∗A∗Vmax 2
13 (1.34)
Ft,Vmax = 1647,131[N]
Din condiția deplasării pe panta maximă (α p), cu viteza maximă pe pantă (V p), regim
de viteză constantă, fără rezervă de putere, rezultă puterea motorului la panta maximă
considerată respectiv forța de tracțiune maximă:
PM=[Ga∗f∙cos(αp)∗Vp
3600 +Ga∗sin(αp)∗Vp
3600+k∗A∗Vp3
13∙3600]∗1
ηtr (1.35)
PM=59,030 [kW]
𝑃𝑀
𝑃𝑚𝑎𝑥=0,571 (se recomandă 𝑃𝑀
𝑃𝑚𝑎𝑥=(0.5−0.75))
Forța de tracțiune maximă:
Ft,max=Ga∗Ψmax+k∗A∗Vmax 2
13 (1.36)
Ft,max= 5224,652[N]
1.6.2. Calculul analitic al caracteristicii exterioare a motorului
Caracteristica externă (P e , M e , la sarcina totală) se obține utilizând relațiile:
Pe(n)=Pmax∗[α∗(n
np)+β∗(n
np)2
+γ∗(n
np)3
] [kW] (1.37)
Me(n)=Mp∗[α+β∗(n
np)+γ∗(n
np)2
] [Nm] (1.38)
Coeficientul de elasticitate al motorului c e se adopta :
ce=0,44
Coeficientul de adaptabilitate al motorului c a se adopta:
ca=1,3
Coeficienții α,β,γ, pentru m.a.s. se determină cu relațiile:
α=ce2− ca∗(2∗ce−1)
(ce−1)2 (1.39)
α=0,442−1,3∗(2∗0,44−1)
(0,44−1)2=1,114
β=2∗ce∗( ca−1)
(ce−1)2 (1.40)
β=2∗0,44∗(1,3−1)
(0,44−1)2=0,841
γ= ca−1
(ce−1)2 (1.41)

Calculul si construc ția automobilului
13
γ=1,3−1
(0,44−1)2=−0,956
Variația consumului specific efectiv de combustibil se determină cu relația:
𝑐𝑒(𝑛)=𝑐𝑒𝑃∗[1.2−(n
np)+0.8∗(n
np)2
] (1.42)
Turația econom ică la funcționarea pe caracteristica exterioară, corespunzătoare
consumului specific efectic minim, rezultă din condiția:
𝑑𝑐𝑒
𝑑𝑛=0 => 𝑛𝑒𝑐[𝑟𝑜𝑡
𝑚𝑖𝑛]=0.625∗𝑛𝑝 (1.43)
Rezultă consumul specific efectiv minim:
𝑐𝑒,𝑚𝑖𝑛[𝑔
𝑘𝑊ℎ]=0.8875∗𝑐𝑒𝑃 (1.44)
Consumul orar poate fi obținut folosind relația:
𝑐ℎ(𝑛)[𝑘𝑔
ℎ]=𝑐𝑒[𝑔
𝑘𝑊𝑒∗ℎ]∗𝑃𝑒[𝑘𝑊𝑒]∗10−3 (1.45)

Fig 1.6 Caracteristica exterioară a motorului
1.6.3. Determinarea cuplului maxim al motorului
Folosind relația pentru calculul analitic al caracteristicii exterioare a cuplului:
𝑀𝑒(𝑛)=𝑃𝑒
𝜔=𝑃𝑚𝑎𝑥∗[α∗(n
np)+β∗(n
np)2
+γ∗(n
np)3
]∗30
π∗n
𝑀𝑒(𝑛)=𝑀𝑃∗[α+β∗n
np+γ∗(n
np)2
] [Nm] (1.46)
Rezultă variația cuplului de turație, variație care permite stabilirea valorii maxime a
cuplului motor și turației corespunzătoare acestui regim. 050100150200250300350
Turatia[rot/min]
Moment [Nm] Putere[kW] Ce[dag/kWh] Ch [kg/h]

Calculul si construc ția automobilului
14
Conform caracteristicii exterioare prezentate în figura 1.6 de mai sus rezultă:
Mmax=320[Nm]/1760rpm.
Pe baza calcului caracteristicii exterioare rezultă regimurile de putere maximă
respectiv de cuplu maxim cât și coeficientul de elasticitate si adaptabilitate, valorile fiind
centralizate în următorul tabel:
Tabelul 1.2
nmin
[rot/min] nm
[rot/min] np
[rot/min] Pmax
[kw] Mmax
[Nm] Mp
[Nm] ce ca α β γ
800 1760 4000 103 320 250 0,44 1,3 1,114 0,841 −0,956

1.6.4. Stabilirea vitezei maximă pe panta stabilită, la limita aderenței
Folosind valoarea puterii calculată pentru regimul de cuplu P M, rezultă viteza maximă
pe panta maximă stabilită de unghi α p, rezolvând ecuația de gradul 3:
𝑃𝑀∗𝜂𝑡𝑟=𝐺𝑎∗𝜓𝑚𝑎𝑥∗𝑉𝑝
3600+𝑘∗𝐴∗𝑉𝑝3
13∗3600, rezultând V p. (1.47)
Vp=30,606 [km/h]

1.6.5. Alegerea tipului motorului
Pe baza caracteristicii exterioare, a t urațiilor specifice a regimurilor de putere maximă
și de cuplu maxim, cât și a studiului modelelor similare se va preciza tipul de motor. Tipul
motorului este m.a.c.
Tabelul 1.3 Caracteristicile motorului
nmin
[rot/min] nm
[rot/min] np
[rot/min] Pmax
[kw] Mmax
[Nm] Mp
[Nm]
800 1760 3936 103 320 250
1.6.6. Determinarea rapoartelor de transmitere de valoare maximă respectiv
minimă ale transmisiei
Funcționarea automobilului în condiții normale de exploatare are loc în regim
tranzitoriu, intervalul rezistențelor la înaintare fiind foarte extins. În aceste condiții rezultă că
la roțile motoare ale autovehiculului, necesarul de forță de tractiune și de putere la roată sunt
caracteristici în funcție de viteza de deplasare. Pentru ca automobilul să poat ă permite
deplasarea cu diverse viteze impuse, pe diverse tipuri de drum, este necesar ca transmisia
trebuie să permită adaptarea caracteristicilor de cuplu și putere ale motorului cu cerințele de la
roțile motoare. In acest sens rolul transmisiei este de a amplifica cuplul motor și de a reduce
turația..
Valoarea maximă posibilă a raportului de transmitere al transmisiei, în treapta 1 cutiei
de viteze rezultă din condiția:
itr,max=Ft,max∗rr
Mmax∗ηtr=icv1∗ird,max∗i0 (1.48)
itr,max=5,325

Calculul si construc ția automobilului
15
Valoarea minimă a raportului de transmitere al transmisiei este determinată din
condiția cinematic de realizare a vitezei maxime de deplasare, când motorul funcționează la
turația maximă corespunzătoare regimului de putere maximă. Raportul de transmitere i 0 se
realizează în puntea motoare, fie numai prin angrenajul conic, fie prin angrenajul conic și
celelalte angrenaje de reducere a turației cu funcționare permanent, montate în punte.
Calculul raportului de transmitere al transmisiei principa le se realizează în condițiile
de viteză maximă, în ultima treaptă a cutiei de viteze:
itr,min=π∗np∗rr∗3,6
30∗Vmax=icv,k∗ird,min∗i0 (1.49)
itr,min=2,146
Se determină apoi raportul de transmitere al transmisiei pr incipale:
𝑖𝑜= itr,min
icv,k∗ird,min=π∗np∗rr∗3,6
30∗Vmax∗icv,k∗ird,min (1.50)
𝑖𝑜=2,384
1.6.7. Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze și a mărimii
rapoartelor de transmitere ale transmisiei

Numărul de trepte din CV este :
K=1+ln(itr,max
itr,min)ln(nP
nM)⁄ =1+ln(icv,1
icv,k)ln(nP
nM)⁄ =5 (1.51)

Valoarea obținută se rotunjește la un număr întreg superior și se recalculează rația
progresiei geometrice p=√itr,max
itr,mink−1
Ținând cont de tipul si destinația autovehiculului, funcționarea economică a
automobilului presupune ca la astfel de regimuri de deplasare, motorul să funcționeze în zone
cu consum favorabil, respectiv la turația medie economică, se recomandă introducerea ultimei
trepte (ori penultima) în cutia de viteze a unei trepte econoame, calculată cu relația:

icv,k= π∗nec∗rr∗3.6
30∗Vec (1.52)
icv,k=2,146
nec=np∗(0.65÷0.8) (1.53)
nec=1460 [rot/min]
Vec=3.6∗π∗nec
30∗icv5∗ip∗rr (1.54)
Vec=127 [km/h]

Raportul de transmitere al transmisiei principale:
i0=itr min
icv,k (1.55)
i0=2,384

Calculul si construc ția automobilului
16
Tab. 1.4 Rapoartele de trasmitere în cutia de viteze
Treapta icv,k itr,k
I 2.233 5.323
II 1.779 4.241
III 1.417 3.378
IV 1.129 2.691
V 0.9 2.145

1.6.8. Caracteristica de tracțiune și de putere a automobilului

Factorul dinamic, în treapta 'k' este:
Dk=Ft,k−k∗A∗Vk2
13
Ga=Ψ+δk
g∗ak (1.56)
Folosind exprimarea forței de tracțiune:
𝐹𝑡,𝑘=𝑀𝑒∗𝑖𝑡𝑟,𝑘
𝑟𝑟∗𝜂𝑡𝑟,𝑘=𝑀𝑚𝑎𝑥
𝑐𝑎∗𝑐𝑒∗𝑛𝑀∗𝑖𝑡𝑟,𝑘
𝑟𝑟∗𝜂𝑡𝑟,𝑘∗[𝛼
𝑛𝑝+𝛽∗𝑛
𝑛𝑃2+𝛾∗𝑛2
𝑛𝑃3] (1.57)
și a turației:
𝑛[𝑟𝑜𝑡
𝑚𝑖𝑛]=2.6526∗𝑖𝑡𝑟,𝑘∗𝑉𝑘
𝑟𝑟 (1.58)
Rezultă factorul dinamic în treapta 'k':
Dk=Ft,k−k∗A∗Vk2
13
Ga=Ψ+δk
g∗ak=(𝑀𝑚𝑎𝑥
𝑐𝑎∗𝑐𝑒∗𝑛𝑀∗𝜂𝑡𝑟
𝑟𝑟∗𝛼
𝑛𝑃∗𝑖𝑡𝑟,𝑘)
𝐺𝑎+(𝑀𝑚𝑎𝑥
𝑐𝑎∗𝑐𝑒∗𝑛𝑀∗𝜂𝑡𝑟∗𝑖𝑡𝑟,𝑘2
𝑟𝑟2∗𝛽
𝑛𝑃2∗2.6526)
𝐺𝑎∗𝑉𝑘+
(𝑀𝑚𝑎𝑥
𝑐𝑎∗𝑐𝑒∗𝑛𝑀∗𝜂𝑡𝑟∗𝑖𝑡𝑟,𝑘3
𝑟𝑟3∗𝛾
𝑛𝑃3∗7.0363−𝑘∗𝐴
13)
𝐺𝑎∗𝑉𝑘2 (1.59)
Pentru fiecare treaptă, viteza căreia îi corespunde rezistența specific maximă se
determină din condiția: 𝑑𝐷𝑘𝑑𝑉𝑘⁄=0, ceea ce determină:
𝑉𝑘,𝜓𝑚𝑎𝑥[𝑘𝑚
ℎ]=−1
2∗𝑀𝑚𝑎𝑥
𝑐𝑎∗𝑐𝑒∗𝑛𝑀∗𝜂𝑡𝑟∗𝑖𝑡𝑟,𝑘2
𝑟𝑟2∗𝛽
𝑛𝑃2∗2.6526
𝑀𝑚𝑎𝑥
𝑐𝑎∗𝑐𝑒∗𝑛𝑀∗𝜂𝑡𝑟∗𝑖𝑡𝑟,𝑘3
𝑟𝑟3∗𝛾
𝑛𝑃3∗7.0363−𝑘∗𝐴
13 (1.60)
Se va reprezenta forța de tracțiune, Ft,k=f(V) folosind relația:
Ft,k=Mmax
ca∙ce∗nM∗itr,k
rr∗ηtr,k∗[α
nP+β∗n
nP2+γ∗n2
nP3] (1.61 )

Respectiv fo rța rezistentă pentru rularea pe drum orizontal:
𝐹𝑟𝑒𝑧,𝑜𝑟𝑖𝑧[𝑁]=𝐺𝑎∗𝜓𝑚𝑖𝑛+𝑘∗𝐴∗𝑉2
13 (1.62 )

Calculul si construc ția automobilului
17
unde: 𝑛[𝑟𝑜𝑡
𝑚𝑖𝑛]=2.6526∗𝑖𝑡𝑟,𝑘∗𝑉𝑘
𝑟𝑟, folosind intervalele de viteză precizate pentru fiecare
treaptă d e viteză a CV.
Rezult ă următorul grafic :

Fig. 1.7 Graficul forțe i de tractiune
Se observă că valorile ridicate ale forței de tracțiune sunt obținute în treptele
inferioare, iar forța rezistentă și cea de tracțiune în ultima treaptă se intersectează în dreptul
vitezei maxime. (Anexa nr. 1)
Folosind intervalele de viteză precizate pentru fiecare treaptă de viteză a CV, se va
reprezenta puterea la roțile motoare , Pr,k=f(V), cât și puterea rezistentă la drum
orizontal Pr,ψmin=f(V) folosind relațiile:
Pr,k=Ft,k∗Vk
3600 (1.63 )
Prez,ψmin=(Ga∗f+k∗A∗V2
13)∗V
3600 (1.64 )
Va rezulta următorul grafic:

Fig. 1.8 Caracteristica puterilor 0100020003000400050006000
0 50 100 150 200 250FT[N]
V[KM/H]Ft1 Ft2 Ft3 Ft4 Ft5 F rez,oriz
020406080100120
0 50 100 150 200 250PUTEREA [KW]
V[KM/H]Pr1 Pr2 Pr3 Pr4 Pr5 P rez oriz

Calculul si construc ția automobilului
18
Din grafic reiese că valorea maximă a puterii la roțile motoare are aproximativ aceeași
valoare în toate treptele de viteză. La fel ca și în cazul forțe i de rezistența, puterea de
rezistența se intersectează cu puterea din ultima treaptă a cutiei de viteze tot în dreptul vitezei
maxim e.
La aceeași viteză, în trepte inferioare, puterea la roți are valoare mai ridicată. Aceeași
valoare a puterii la roți corespunde unei valori mai mari a vitezei pe masură ce se trece în
trepte superioare. (Anexa nr. 1)

1.7. Determinarea performanțelor de demarare ale automobilului
Accelerația automobilului

Din expresia factorului dinamic rezultă accelerația pentru fiecare treaptă a CV
Dk=(Ft,k−k∗A∗Vk2
13)Ga ⟹ ak=(Dk−ψ)∗g
δk ⁄ (1.65 )

De obicei se studiază performanțele automobilului pentru drum orizontal, caz în care
ψ=f și rezultă:
ak=(Dk−f)∗g
δk (1.66 )
Factorului dinamic la limita de aderență care este:
Dφ=(φ∗Z−k∗A∗Vk2
13)Ga⁄; unde φ∗Z=φ∗Gad=φ∗Ga∗b∗cosα
(L+φ∗hg) ; (1.67 )
Accelerația la limita aderenței:
aφ=(Dφ−f)∗g
δk (1.68 )
Va rezulta graficul caracteristicii accelerațiilor peste care s -a suprapus și a ccelerația la
limita aderenței:

Fig.1.9 Caracteristica acceleratiilor 00.511.522.533.5
0 50 100 150 200 250A[M/S2]
V[KM/H]a tr1 a tr2 a tr3 a tr 5 a lim ad tr1

Calculul si construc ția automobilului
19
Se observă că la viteza maximă acceleratia este nulă. În treapta I accelerația este
maximă, iar accelerația la limita de aderență pentru drum betonat uscat este mai mare decât
cea d in treapta I a cutiei de viteze( Anexa nr. 2)

Calculul timpului de demarare
Timpul de demarare reprezintă timpul necesar de creștere a vitezei automobilului între
viteza minimă în treapta întâi a cutiei de viteze și viteza maximă de deplasare în ultima
treaptă, în ipoteza că motorul funcți onează pe caracteristica exterioară și că schimbarea
treptelor se face instantaneu.
Pentru calculul timpului de demaraj se pornește de la definiția accelerației:
a=dv
dt (1.69)

Rezultă expresia timpului elementar:
dt=dv
a (1.70)
Pentru calcul se recurge, prin integrare, la diagrama inversului accelerației și se
integrează folosind o metodă numerică (de exemplu metoda trapezului).
Observație: La viteza maximă a automobilului, accelerația fiind nulă, inversul
accelerației va fi infinit. În aceste condiții expresia timpului de demaraj va fi:
td=∫dv
a0.9∙Vmax
Vmin1 (1.71)
Timpului de demarare de la o viteză inferioară V a1 la o viteză superioară V a2 este:
td=∫dV
aVa2
Va1 (1.72)
unde: “a” reprezintă accelerația mișcă rii autovehiculului, stabilită pentru fiecare treaptă de
viteze, prin care se trece de la V a1 la V a2.
Timpul de demarare corespunzător treptei de viteză "k", reprezintă în baza relației
anterioare, aria cuprinsă între axa absciselor și curba de variație a raportului "1/a".
Pentru determinarea pe cale grafică a suprafeței de sub curba "1/a", se împarte
intervalul de viteze considerate V ok – Vnk în mai multe subintervale suficient de mici, de
marime egală cu "dv".
Trasând drepte verticale prin extremități le acestor subintervale până la curba
inversului accelerației , se formează o succesiune de trapeze Δ Ti ale căror arii se determină:

Calculul si construc ția automobilului
20
ΔTi=1
3.6∙1
ai+1
ai+1
2∙dv (1.73 )

Timpul de demarare de la viteza "V ok" la viteza "V nk" în treapta respectivă de viteză va
fi obținut prin însumarea suprafețelor Δ Ti:
td=∑ΔTin
i=1 (1.74)
unde: n – numărul de trapeze (intervale de mărime dv) din intervalul V 0k – Vnk .
Pentru a se determina timpul de demarare de la pornirea de pe loc pînă la "V max", se
construiește diagrama inversului accelerației pentru toate treptele de viteză, considerându -se
că trecerea de la o treaptă la alta se face fără întreruperile necesare schimbării treptelor cutiei
de viteze.

Fig. 1.11 Determinarea timpului de demarare 0123456
0 50 100 150 200TR1 TR2 TR3 TR4 TR51/a
V
1/a

td

ΔT i
V0k Vi Vi+dv Vnk Va
Fig. 1.10 Determinarea grafică a timpului de
demarare pentru o treaptă de viteză

Calculul si construc ția automobilului
21
Ținând seama că la viteze mari, apropiate de viteza maximă, accelerația este foarte
mică (tinde către 0), determinarea timpului de demarare ‘t d‘ se limitează de obicei la timpul
până când se atinge 0,9 din V max.
Se împarte câmpul de viteze de la V min = 0 până la V n = 0,9V max în intervale mici, ca
și în cazul unei singure trepte de viteză. Pentru fiecare treaptă de viteze se va considera
intervalul de viteze, cel corespunzător absciselor punctelor de intersecție ale graficelor “1/a”
cu cel al treptei inferioare respectiv superioare, astfel încat să nu apară suprapuneri de arii și,
deci, creșteri ale timpului de demarare.
Pentru fiecare treaptă de viteze se va calcula timpul de demarare de la viteza minimă
din treaptă la viteza maximă din treaptă (intervalele V min-Vmax,1;Vmax,1-Vmax,2;Vmax,2 -Vmax,3;
Vmax,3-0,9V max ). Se vor evita suprapunerile de tipul celor hașurate în fig. 1.10 care ar duce la
mărirea timpului de demarare.
Se determină ariile trapezelor formate între axa absciselor și curbele raportului "1/a":
ΔTi=1
3.6∙1
ai+1
ai+1
2∙dv (1.75)
Aceste arii, însumate, reprezintă timpul de demarare corespunzător intervalului de
viteze considerat:
td=∑ΔTin
i=1 (1.76)

Fig. 1.12 Timp demarare
Se observă că, pentru atingerea vitezei de 100 km/h, sunt necesare aproximativ 12 .4 s.
Timpul de demarare calculat, deși diferă, este destul de apropiat de timpul de 10.8 s dat de
constructor. Această diferență apare datorită metodei teoretice prin care a fost calculat timpul
de demarare și datorită erorilor de rotunjire. Astfel, orice t rasmisie de automobile se
calculează, într -o primă fază prin metoda teoretică, iar apoi se adaptează motorului, folosind
caracteristicile acestuia, rezultând în final caracteristici de demaraj superioare pentru
automobil. 0102030405060708090
0 50 100 150 200 250TIMP[S]
V[KM/H]Timp demarare

Calculul si construc ția automobilului
22
Un alt aspect important este acela că timpul de demarare dat de constructorii de mașini
se determină cu autovehiculul incarcat doar cu șofer și rezervorul plin și nu la sarcină maximă
autorizată, cum este cazul calculului de mai sus. (Anexa nr. 3)

Calculul spatiului de demarare
Prin spați ului de demaraj se înțelege distanța parcursă de automobil în timpul
demarajului până la viteza dorită.
Pentru calculul spațiului de demaraj se folosește relația de definiție a vitezei:
V=ds
dt (1.77)
de unde se deduce expresia spațiului elementar:
ds=V∙dt (1.78)

Fig.1. 13 Determinarea grafică a spațiului de demarare

Spațiul de demarare total S d se exprimă prin relația:
Sd=∫V(t)dttd
0 (1.79)

Rezultă, folosind graficul timpului de demaraj:
td=f(V) (1.80)
Spațiul de demarare este reprezentat de aria cuprinsă între ordonată și graficul
Vftd
până la viteza considerată.
Pentru determinarea acestei arii, se împarte intervalul de timp pentru demarare în
subintervale “dt” suficient de mici și se divide întreaga suparafață în trapeze a căror arie "ΔS i"
se determină cu relația:
ΔSi=1
3.6∙Vi+Vi+1
2∙dt (1.81)
Vi Vi+1
Va
Fig.1. 13 Determinarea grafică a spațiului de
td

td,i+1

td,i

ΔSi

Calculul si construc ția automobilului
23
Spațiul de demarare va fi :
Sd=∑ΔSin
i=1 (1.82)

Fig. 1.14 Spatiul de demarare
Se observă că pentru atingerea vitezei de 100[km/h] sunt necesari 207[m] . (Anexa nr. 3)

1.8 Calculul performanțelor la frânare
Determinarea reacțiunilor normale ale căii de rulare asupra roților

Fig. 1. 15 Reactiunile normale [1] 05001000150020002500300035004000
0 50 100 150 200 250SPATIU[M]
V[KM/H]Spatiul demarare

Calculul si construc ția automobilului
24
Reacțiunile normale ale căii de rulare sunt forțe normale la suprafața de contact dintre
pneuri și calea de rulare. Reacțiunile normale din planul longitudinal sunt egale și de sens
contrar sarcinilor pe punțile vehiculului, iar cele din planul transversal vor avea valori egale
sau diferite între roțile din stânga și din dreapta ale aceleeași punți.
Recțiunile normale ale căii de rulare pentru vehicu l în repaus sunt:
– pe drum orizontal :
Zfrep=Ga∙b
L (1.83 )
Zfrep=9900 N
Zsrep=Ga∙a
L (1.84 )
Zsrep=8100 N
– pe drum în pantă :
Zfrepmax=Ga∙b∙cosα−hg∙sinα
L (1.85 )
Zfrepmax = 8039N
Zsrepmax=Ga∙a∙cosα+hg∙sinα
L (1.86 )
Zsrepmax = 9270 N
În regim de mișcare, scriind momentele față de punctele de contact ale pn eurilor cu
calea, se pune în evidență influența accelerației asupra modificărilor de sarcină pe cele doua
punți :
Zf=Ga∙b∙cosα−hg∙sinα
L−(Ga
g∙hg
L∙dv
dt+Ra∙ha
L)=Z`f+Z„f (1.87 )
Zs=Ga∙a∙cosα+hg∙sinα
L+(Ga
g∙hg
L∙dv
dt+Ra∙ha
L)=Z`s+Z„s (1.88 )

Fig. 1.16 Reacțiuni față/spate
Tinand cont că la demarare, la puntea motoare se manifestă forța de tracțiune maximă
care este limitată de forța de aderență, sarcinile pe punți la demarare, în funcție de puntea
motoare față (Anexa nr. 5): 820084008600880090009200940096009800
0 100 200 300REACTIUNE FATA [N]
V[KM/H]Zf tr1 Zf tr3 Zf tr5
Zf tr2 Zf tr4
820084008600880090009200940096009800
0 100 200 300REACTIUNE SPATE [N]
V[KM/H]Zs tr1 Zs tr3 Zs tr5
Zs tr2 Zs tr4

Calculul si construc ția automobilului
25
-reacțiuni normale la demaraj pe drum orizontal:
Zs=Ga(a−f∙hg+φ∙hg)cosα+Ra(ha−hg)
L+φ∙hg (1.89 )
Zs=9818 N
Zf=Ga(b+f∙hg)cosα−Ra(ha−hg)
L+φ∙hg (1.90 )
Zf=8182 N

-reacțiuni normale la demaraj pe drum în pantă :
Zs=Ga(a+φ∙hg)cosα
L+φ∙hg (1.91 )
Zs=9442 N
Zf=Ga∙b∙cosα
L+φ∙hg (1.92 )
Zf=7868 N

Calculul timpului si spatiului la frânare

Timpul de frânare
Reprezintă perioada de frânare intensă cuprisă între momentul în care forța de frânare
a atins intensitatea impusă de conducatorul auto și momentul în care viteza s -a redus la
valoarea dorită, sau autovehiculul s -a oprit .
Timpul total de oprire (Anexa nr. 4) :
Topr=t1+t2+0.5t3+tf min (1.93 )
topr=9,14s

Fig. 1.17 Timpul minim de franare 0123456789
0 50 100 150 200 250TIMP[S]
V[KM/H]timpul de franare

Calculul si construc ția automobilului
26
Spațiul de frânare

Reprezintă distanța parcursă in timpul frânării cu intensitate maximă, cand viteza
autovehiculului s -a micșorat de la V al la V a2.
Dintre parametrii capacitații de frânare, spațiul minim de frânare determină in modul
cel mai direct calitațile de frânare si siguranța circulației.
Sf min=δtr
2∙3.62∙g∙Va12
μ∙fr (1.94 )
Sf min=278.84 m

Spatiul de oprire

Spațiul de oprire (Anexa nr. 4) reprezintă distanța parcursă de autovehicul din
momentul sesizării de către operator a necesitații frânării si până la oprirea complet a acestuia
prin frânare. Spațiul de oprire este suma dintre spațiul minim de frânare S f min si spațiul
suplimentar de mi scare S s, datorat factorilor tehnici si umani.
Ss=Va
3.6∙(t1+t2+0.5∙t3) (1.95 )

Sopr=∑δtr∙Vmax2
3.62∙g(f+φ)∙2Sfr,i (1.96 )
Sopr=278,84 m

Fig.1.18 Spațiul minim de frâ nare

050100150200250
0 50 100 150 200 250SPATIUL[M]
V[KM/H]spatiul de franare

Calculul si construc ția automobilului
27
1.9 Stabilitatea longitudinală si transversală a automobilului
Stabilitatea autovehiculului cu roți se referă la stabilitatea la alunecare si răsturnarea
longitudinală, stabilitatea la derapare si la răsturnare transversală, stabilitatea la deplasare în
curbe și răsturnarea longitudinală, stabilitatea la deplasarea în curbe și stabilitate transversală
la deraparea rectilinie.
Stabilitatea unui autovehicul reprezintă capacitatea acestuia de a se opune alunecării,
derapării, patinării și răsturnării in timpul deplasării.

Stabilitatea la urcarea unei pante
Condiția de stabilitate longitudinala la răsturnare la urcarea pantei este:
αr lim =acrtg(b
hg) (1.97 )
αr lim =61,38° ;
Condiția de stabilitate longitudinala la alunecare a autovehiculului către piciorul pantei
în cazul punții motoare față este:
αa,lim=arctg(b∙φ
L+φ∙hg) (1.98 )
αa,lim=17,65° ;

Stabilitatea la depl asarea rectilinie cu viteză mare pe drum orizontal
Este posibilă pierderea stabilității longitudinale datorită acțiunii forței de rezistență
frontală a aerului si a forței portante. Condiția de stabilitate longitudinală la răsturnare in acest
caz este:
Va,lim<√26∙b∙Ga
2∙ha∙k∙A+ρ∙Cz∙A∙b (1.99 )
Va,lim=523,107 [km
h]

Stabilitatea la deplasarea autovehiculului cu viteză constantiă pe o cale de rulare
rectilinie cu înclinare laterală β
Condiția de stabilitate transversală la răsturnare:
tgβr,lim≤ B
2∙hg=44,68° (1.100 )
Condiția de stabilitate transversală la derapare:
q𝑡𝑔𝛽𝑑,𝑙𝑖𝑚≤ 𝜑𝑦=29,24° (1.101 )

Calculul si construc ția automobilului
28

Fig.1.19 Viteza limită la derapare funcți e de unghiul transversal
Se constată că la creșterea razei medii a traiectoriei crește și viteza limită la răsturnare
respectiv derapare odată cu creșterea unghiului de înclinare transversală. Pe un drum cu un
unghi de încli nare transversală de 10° și raza de 250 m, la viteza maximă a autovehiculului,
apare fenomenul de răsturnare.

020406080100120140160180200
0 50 100 150 200 250 300VITEZA [KM/H]
RAZA DE VIRAJ [M]0 3 5 10 15

Calculul si construc ția automobilului
29
Cap. 2 Calculul motorului cu ardere internă al automobilului

2.1 Calculul termic al motorului

Condițiile de lucru ale pieselor mecanismului manivelă -piston se caracterizează prin forțe
cu valori importante și variabile care apar la diferite regimuri de lucru ale motorului. Aceste forțe
se determină pe baza studiului cinematic și dinamic al mecanismului motor. Calculul cin ematic
și dinamic urmează calculul termic care asigură posibilitatea alegerii dimensiunilor fundamentale
ale motorului și determină variația forțelor în funcție de presiunea gazelor (diagrama indicată).
Date inițiale, adoptate conform capitolului 1:
– puterea maximă, P max=103 [kW];
– turația, n P=4000 [rot/min];
– destinația motorului: propulsarea unui autoturism.

Calculul termic simplificat al motorului
Calculul termic prezentat cuprinde principalele etape ale metodei ciclurilor cvasi -ideale și
are c a scop obținerea dimensiunilor fundamentale ale motorului și diagrama indicată. Nu se vor
analiza procesele termice și gazodinamice ale fluidului motor, ci numai evoluția acestuia după
datele furnizate de literatura de specialitate.

Adoptarea raportului de comprimare
Pentru motorul care se proiectează, motor cu aprindere prin scânteie, se adop tă raportul
de comprimare ε=16.2 . Această valoare este aceeași cu valoarea raportului de comprimare de la
motorul ales ca model.

Calculul admisiei
Parametrii de stare ai fluidului motor la sfârșitul admisiei sunt presiunea p a și temperatura
Ta. În funcție de tipul motorului, valorile recomandate pentru acești parametri, la motoarele în
patru timpi, sunt:
– pa=(0,80…0,95)p 0, unde p 0=1 bar este presiunea atmosferi că
– Ta=320…370 K
Parametrii de stare ai fluidului motor la sfârșitul admisiei au urmatoarele valori:
– presiunea p a = 1.8∙p o=1.8∙1= 1 .8 [bar]
– temperatura T a=340 [K]

Calculul comprimării
Presiunea p c și temperatura T c la sfârșitul comprimării se c alculează, aproximând
comprimarea ca evoluție politropică cu exponent politropic constant n c:
pc=pa∙εnc (2.1)
Tc=Ta∙εnc−1 (2.2)
Se adoptă exponentul politropic de comprimare nc=1.36 (tab. 2.1).
pc=1.8∙16.21.36=91.58[bar]
Tc=340∙16.21.36−1=926.62 [°K]
Se constată ca valorile calculate pentru presiune și temperatură la sfârșitul comprimării se
încadrează în valorile admisibile din tabelul 2.1.

Tab. 2.1 Valorile parametrilor n c, pc și T c
Tipul motorului nc pc [bar] Tc [°K]
m.a.c. supraalimentat 1,36 – 1,38 50 – 100 900 – 1100

Calculul si construc ția automobilului
30
Calculul arderii
Presiunea maximă teoretică p y' și temperatura maximă T y' de ardere se determină cu
relațiile:
py′=λz∙pc (2.3)
Ty′=λz∙Tc∙ρ
μ (2.4)
unde:
-ρ=V y'/Vc este gradul de destindere preliminară, care pentru arderea izocoră ρ=1;
-μ este coeficientul total efectiv de variație molară, care variază între limitele: μ=1,02…1,12;
-λz=py/pc este saltul de presiune pentru care se dau valorile: λ z= 3,2…4,2.
Se ado ptă gradul de destindere preliminară ρ=1, coeficientul total efectiv de variație
molară μ=1. 01 și saltul de presiune λ z=1.6.
py′=1.6∙91.58=146.53 [bar]
Ty′=1.6∙926.62∙1.5
1.01=2201.88 [°K]

Valorile calculate se încadrează în valorile admisibile date mai jos:
-pz=50…120 [bar]
-Ty=1800…23 00 [°K]

Calculul destinderii
Destinderea este evaluată printr -o evoluție politropică, cu exponent politropic n d constant.
Valorile exponentului politropic n d pot fi alese între limitele date în tabelul 2.2.
Relațiile de calcul pentru presiunea și temperatura la sfârșitul cursei de destindere sunt
pentru:
pb=py
εnd (2.5)
Tb=Ty′
εnd−1 (2.6)
Se adoptă exponentul politropic pe destindere nd=1.32 , conform tabelului 2.2.
pb=146.53
16.21.32=6.33 [bar]
Tb=2201.88
16.21.32−1=1028.24[°K]

Tab. 2.2 Valorile parametrilor n d, pb, și T b
Tipul motorului nd pb [bar] Tb [°K]
m.a.c. 1,18 – 1,37 2 – 6 900 – 1200

Parametrii caracteristici ai ciclului de funcționare
Presiunea indicată p i, în bar, corespunzătoare diagramei indicate de presiune înaltă, se
calculează cu relațiile:
– pentru ciclul izocor rotunjit:
pi=ηd∙pc
ε−1[λz
nd−1∙(1−1
εnd−1)−1
nc−1∙(1−1
εnc−1)] (2.7)
unde η d este coeficientul de rotunjire al diagramei indicate și care, pentru motoarele m.a.c în
patru timpi, are următoarele valori: η d=1.18… 1.37 .
Se adopta η d=1.32 .
pi=1.32∙91.58
16.2−1[1.6
1.32−1∙(1−1
16.21.32−1)−1
1.36−1∙(1−1
16.21.36−1)]=17.39 [bar]

Calculul si construc ția automobilului
31
Randamentul mecanic η m are următoarele valori pentru regimul nominal:
-m.a.c . în patru timpi: η m= 0,8 …0,9;
Se adoptă randamentul mecanic η m=0,9.
Presiunea efectivă p e, în bar, se calculează cu formula:
pe=ηm∙pi
pe=0.9∙17.39=15.65 [bar] (2.8)

2.2 Determinarea dimensiunilor principale ale mecanismului motor și numărului
de cilindri ai motorului

Dimensiunile fundamentale ale unui motor sunt diametrul (alezajul) cilindrului D și cursa
pistonului S. Din relațiile:
Pe=pe∙Vs∙n∙i
300∙τ
(2.9)
Vs=π∙D2
4∙S∙10−6 (2.10)
unde: n -turația în rot/min, i -numărul de cilindri, τ -numărul de timpi, S și D în mm, rezultă că
dimensiunile fundamentale pot fi calculate numai dacă există încă o relație suplimentară. Această
relație este raportul cursă pe diametru Ψ=S/. În plus, nici nu mărul de cilindri nu este cunoscut.
În continuare se prezintă unele criterii pentru adoptarea numărului de cilindri ai
motorului.
În general, trebuie avut în vedere că mărirea numărului de cilindri conduce la realizarea
unei bune uniformități a momentulu i motor și a unei echilibrări dinamice superioare a motorului.
În schimb, crește gabaritul motorului și mai ales prețul de cost.
Pentru alegerea numărului optim de cilindri se recomandă:
– motoarele cu piston portant se execută, de obicei, în linie cu până la 6 cilindri. Pentru obținerea
unor puteri mai mari, numărul cilindrilor crește și începând cu i=8 motoarele au cilindrii dispuși
în V;
– motoarele pentru autoturisme au în general 4 cilindri în linie, dar se pot utiliza și construcții cu
4 cilindri opuș i sau cu 4 -6 cilindri în V. Există și cazuri de motoare cu 3 și 5 cilindri în linie;
Raportul cursă pe diametru Ψ=S/D reprezintă un criteriu de similitudine geometrică care
are un rol determinant constructiv și funcț ional pentru motor. Pentru m.a.c . de au tomobile Ψ=
0,9…1,2.[5]
Se adoptă numărul de cilindri i=4 (cap. 1, pct. 1.6.5) și r aportul cursă pe diametru
Ψ=1.17 .
Pentru valorile i și Ψ adoptate în funcție de tipul și destinația motorului, se calculează
diametrul D și cursa S în mm:
D=100∙(1200∙Pe∙τ
pe∙π∙n∙i∙ψ)1
3
(2.11)
S=ψ∙D (2.12)
Rezultă:
D=100∙(1200∙103∙4
15.65∙π∙4000∙4∙1.17)1
3
=81.08 [mm]
S=1.17∙81.08=95.6 [mm]
Valorile pentru diametrul (alezajul) cilindrului D, în cazul motoa relor cu aprindere prin
comprimare în patru timpi, pentru autoturisme trebuie să se încadrează în intervalul 70…11 0
mm.
Valorea calculată pentru D=81.08 mm, se încadrează în limitele susmenționate.Astfel, cu
valorile S și D determinate se poate calcula:

Calculul si construc ția automobilului
32
-cilindreea unitară:
Vs=π∙81.082
4∙95.6∙10−6=0.49 [dm3]

2.3 Trasarea diagramei indicate

Cunoscând raportul de comprimare ε, se calculează:
-volumul minim:
Vc=Vs
ε−1 (2.13)
Vc=4.93
16.2−1=0.03 [dm3]
-volumul maxim:
Va=Vc+Vs (2.14)
Va=0.49+0.03=0.52 [dm3]
Prin punctele V=V c, V=V a (corespunzătoare punctelor moarte) se ridică ordonate care
reprezintă suportul izocorelor corespunzătoare arderii și evacuării izocore.
Evoluția procesului de comprimare se trasează prin puncte utilizând relația politropei
respective:
pcx=pa(Va
Vx)nc
(2.15)
în care prin indicele x s -a specificat punctul curent.
Apoi se reprezintă presiunile p y' rezultând arderea izocoră și respectiv arderea izobară.
Evoluția procesului de destindere se trasează în mod analog cu evoluția procesului de
comprimare, utilizându -se acum p dx, pb, Vb și m d.

Fig. 2.1 Diagrama indicata p -V
2.4 Studiul cinematic și dinamic al mecanismului motor

Studiul cinematic al mecanismului motor are ca scop determinarea valorilor funcțiilor
care exprimă deplasarea, viteza și accelerația pieselor sale componente.
Se adoptă tipul de mecanism motor cu piston portant (fig. 2.2), deoarece motorul care se
proiectează este destinat propulsiei unui autoturism.

0.00010.00020.00030.00040.00050.00060.00070.00080.00090.000100.000
0.00 100.00 200.00 300.00 400.00 500.00 600.00Diagrama indicata

Calculul si construc ția automobilului
33

Configurația mecanismului manivelă -piston normal și axat ce va fi analizat, este
prezentată în fig. 2.3.
Mărimile geometrice ce se pot identifica din fig. 2.3 sunt:
-r- lungimea manivelei OA;
-l- lungimea bielei AB;
-S- cursa pistonului, materializată ca distanța dintre cele două puncte moarte PMI (punct
mort interior) și PME (punct mort exterior).
Iar mărimile cinematice de bază sunt:
-ω -viteza unghiulară a manivelei
-α-unghiul de mișcare (de poziție) la manivelă.
Atât viteza unghiulară cât și unghiul de mișcare sunt parcurse în sens direct
trigonometric.

Fig. 2.2 Mecanism motor cu piston portant [5]
Fig. 2.3 Configurația mecanismului
manivelă -piston normal și axat [5]

Calculul si construc ția automobilului
34
Coeficientul de compactitate al motorului
Coeficientul de compactitate al motorului λ este dat de relația:
λ=r
l (2.16)
Coeficientul λ este un parametru constructiv important. Prin mărirea lui λ se micșorează
gabaritul și greutatea motorului; totodată crește presiunea pe peretele cilindrului mărindu -se
uzura. De asemenea, se complică construcția elementelor mecanismului manivelă -piston.
Raportul λ influențează semnificativ cinematica și dinamica mecanismului motor.
În acest stadiu al calculului cinematic, lungimea l a bielei este necunoscută, coeficientul
de compactitate s e adoptă din literatura de specialitate pe baza datelor existente de la mo toare cu
destinație similară.
Pentru motorul care se proiecteaza, se adopta λ=1/3 (motoare pentru autoturisme).

Calculul lungimilor elementelor mecanismului
Lungimea manivelei:
r=S
2 (2.17)
Valoarea lungimii manivelei este:
r=95.6
2=47.8 [mm]
Lungimea bielei:
l=r
λ (2.18)
Valoarea lungimii bielei este:
l=47.8
1/3=143.4 [mm]
Este recomandat ca lungimea bielei să fie un număr întreg sau cu cel mult o zecimală. În
acest sens, lungimea bielei se rotunjește la valoarea
lrot =143 [mm].

Cinematica manivelei
Manivela mecanismului motor, fig.2.4, execută o mișcare de rotație cu viteză unghiulară
constantă ω, ce se calculează cu formula:
ω=π∙n
30
𝜔=π∙4000
30=418.87 [rad/s] (2.19)
Unghiul de poziție al manivelei, α, se calculează cu relația:
α=ω∙t (2.20)
unde t este timpul în s.
Accelerația normală
aA a punctului A se determină cu formula:
aA⃗⃗⃗⃗ =ω⃗⃗ ×(ω⃗⃗ ×r )
aA=−ω2∙r (2.21)
Accelerația normală
aA a punctului A are valoarea:
aA=−418.872∙47.8∙10−3 [m/s2]
aA=8387.07

Calculul si construc ția automobilului
35

Fig. 2.4 Mărimile cinematice ale m anivelei [5]

Cinematica pistonului
Analiza cinematică a pistonului impune cunoașterea modului de variație a vectorului de
poziție, deplasării, vitezei și accelerației acestuia.

Vectorul de poziție și deplasarea pistonului
Aplicând metoda conturului pentru configurația mecanismului manivelă -piston, fig. 2.5,
se poate scrie:
OB⃗⃗⃗⃗⃗ =OA⃗⃗⃗⃗⃗ +AB⃗⃗⃗⃗⃗

Prin proiecția acestei relații pe axele Ox și Oy ale sistemului de coordonate, rezultă două
ecuații scalare:
xB=r∙cosα+l∙cosα (2.22)
yB=r∙sinα+lsinα (2.23)

Relația pentru unghiul de oblicitate al bielei:
sinβ=−λ∙sinα (2.24)
Introducând această expresie în relația de mai sus rezultă formula exactă pentru vectorul
de poziție x B:
xB=r∙(cosα+1
λ∙√1−λ2∙sin2α) (2.25)
Fig. 2.5 Schița pentru calculul cinematicii pistonului [5]

Calculul si construc ția automobilului
36
și deplasarea pistonului:
SB=r∙[1−cosα+λ
4(1−cos2α)] (2.26)
Dezvoltând expresia (1 -λ2sin2α)1/2, cu ajutorul binomului lui Newton generalizat și
reținând primii doi termeni, rezultă formulele aproximative ale vectorului de poziție și deplasării
pistonului:
xB=r∙(1
λ−λ
4+cosα+λ
4cos2α) [mm] (2.27)
SB=r∙[1−cosα+λ
4(1−cos2α)] [mm] (2.28)

Viteza pistonului
Viteza pistonului v B se obține prin derivarea expresiei vectorului de poziție al acestuia în
raport cu timpul:
vB=dxB
dt=dxB
dα∙dα
dt (2.29)
unde dα
dt=ω=constant.
și se obține:
vB=−r∙ω∙(sinα+λ
2∙sin2α) [m/s] (2.30)
Un parametru important pentru caracterizarea motorului, din punct de vedere al
rapidității, este viteza medie v m a pistonului. Acesta se calculează cu formula:
Viteza medie v m a pistonului reprezintă un parametru important pentru caracterizarea
motorului di n punct de vedere al rapidității și se calculează cu formula:
vm=S∙n
30 [m/s]
vm=0.095∙4000
30=12.74 [m/s] (2.31)
Cu valoarea vitezei medii, motorul poate fi încadrat în categoria motoarelor: lente când
vm<6,5 m/s; semirapide când 6,5<v m<10 m/s; rapide cân d vm>10 m/s.
Motorul ales se încadrează în categoria motoarelor rapide.

Accelerația pistonului
Accelerația pistonului a B se obține prin derivarea funcției viteza pistonului în raport cu
timpul:
aB=dvB
dt=dvB
dα∙dα
dt (2.32)
unde dα
dt=ω=constant.
Rezultă:
aB=−r∙ω2∙(cosα+λ∙cos2α) [m/s2] (2.33)
Calculele cinematice se efectuează de regulă tabelar, variabila fiind unghiul de mișcare α
la manivelă. Pasul unghiular se adoptă în funcție de precizia dorită, de obicei 10 . Perioada
calculelor cinematice este 360.
Calculul presiunilor, precum și cel al mărimilor cinematice ale mecanismului
manivelă -piston, se regăsește în Anexa nr. 6 .

Calculul si construc ția automobilului
37
Graficele rezultate în urma calculelor :

0.0020.0040.0060.0080.00100.00120.00
0 50 100 150 200 250 300 350 400SB, MM
UNGHIUL Α, GRD
-25.00-20.00-15.00-10.00-5.000.005.0010.0015.0020.0025.00
0 50 100 150 200 250 300 350 400VB, M/S
UNGHIUL Α, GRD
-10000.00-8000.00-6000.00-4000.00-2000.000.002000.004000.006000.008000.0010000.00
0 50 100 150 200 250 300 350 400ACCELERATIA AB, M/S^2
UNGHIUL Α, GRDFig. 2.6 Cursa pistonului

Fig. 2.7 Viteza pistonului
Fig. 2.8 Accelerația pistonului

Calculul si construc ția automobilului
38
Studiul dinamicii mecanismului motor
Studiul dinamicii mecanismului motor urmărește determinarea forțelor și momentelor ce
acționează asupra pieselor mecanismului. Cunoașterea valorilor acestor forțe și momente,
precum ș i modul lor de variație ciclică, este necesară pentru efectuarea calculelor de rezistență,
pentru stabilirea soluțiilor de echilibrare, pentru calculul variațiilor momentului motor și
dimensionarea volantului, pentru studiul vibrațiilor de torsiune.

Forțele din mecanismul motor
Asupra mecanismului motor acționează forța de presiune a gazelor, forțele de inerție ale
maselor în mișcare accelerată, forțele de frecare, forțele de greutate și momentul rezistent. În
calculele dinamice, efectuate pentru regi mul stabilizat de funcționare, se iau în considerare
numai forțele de presiune și de inerție. Forțele de frecare și de greutate se neglijează datorită
valorilor mult mai mici.

Forța de presiune a gazelor din cilindru
Asupra pistonului mecanismului motor acționează presiunea gazelor din spațiul de ardere
și din carterul motorului, fig. 2.9.
Forța de presiune F p se determină cu relația:
Fp=πD2
4(pc−p) [N] (2.34)
unde:
-pc este presiunea gazelor din carterul motorului, care se consideră egală cu pre siunea
atmosferică, p c= 0,1 MPa;
-p este presiunea gazelor din cilindrul motorului, conform diagramei indicate.

Poziția pistonului în cilindru și forța de presiune F p sunt în funcție de unghiul α de rotație
al arborelui cotit. Trecerea presiunii din coordonate p -V (diagrama indicată) în coordonate p -α se
face analitic. pe baza următoarelor relații:
px=p(Vx) [bar]
Vx=Vc+πD2
4∙SB [dm3] (2.35)
în care: p x este presiunea din diagrama indicată corespunzătoare volumului V x din cilindru.
Pentru transpunerea diagramei indicate din coordonate p -V în coordonate p -α, la un
motor în patru timpi (τ=4), cu perioada ciclului motor φ c=τπ=720, se parcurg etapele:
– pentru valorile unghiului α [0,720], există calculată cursa pistonului S B (rel. 2.28);

Fig. 2.9 Forța de presiune a gazelor din
cilindru: 1 -spațiul de ardere; 2 -piston

Calculul si construc ția automobilului
39
– cu aceste valori pentru S B se determină volumele V x, utilizând rel. 2.34;
– pentru procesul de admisie α [0,180], se consideră presiunea constantă p=p a;
– evoluția presiunii în procesul de comprimare α [180,360] se determină prin rel. 2.34,
utilizând evident volumele V x calculate în funcție de unghiul α;
– presiunea maximă de ardere se consideră că apare la momentul Δα z evalua t la calculul
termic; pentru un pas unghiular Δp=10 , se poate aprecia că această presiune se declanșează la
α=370;
– pentru m.a.c. se continuă cu arderea la presiune constantă p=p y=py' pe un număr de
grade corespunzător volumului V y' afectat destinderii preliminare. Unghiul α y' la care se
realizează volumul V y' se determină prin încercări dând valori unghiului α cu pasul unghiular
stabilit inițial;
– pentru procesul de evacuare α [540,720], se consideră presiunea constantă p=p b.

Fig. 2.10 Diagrama indicata p( α)
Forțele de inerție
Forțele de inerție sunt produse de masele în mișcare accelerată. În cadrul mecanismului
motor, grupul piston execută o mișcare de translație alternativă, manivela o mișcare de rotație, iar
biela o mișcare plan -paralelă.
Estimarea torsorului de inerție al mecanismului motor este dificilă datorită caracterului
complex al mișcării bielei. Sistemul echivalent dinamic și simplificat al mecanismului manivelă –
piston este compus din 3 mase concentrate m O, m A, m B, fig. 2.11. Numa i masele m A și m B
produc forțe de inerție.

Fig. 2.11 Masele concentrate
ale mecanismului manivelă -piston [5]
0102030405060708090100
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720PRESIUNEA, BAR
UNGHIUL LA MANIVELA, GRD

Calculul si construc ția automobilului
40
Concentrarea masei manivelei
Masa manivelei este concentrată în 2 puncte astfel, fig.2.12:
– masa manivelei concentrată în punctul O, m cO=m O, nu produce forță de inerție;
– masa manivelei concentrată în punctul A, m cA, centrul fusului maneton, se calculează
cu relațiile:
mcA=mc∙rc
r
sau
mcA=mm+2∙mbr∙rbr
r (2.36)
unde:
mc-masa manivelei (cotului);
rc-distanța de la centrul de greutate al cotului pâna la punctul O;
mm-masa fusului maneton; m br-masa unui braț al manivelei;
rbr-distanța de la centrul de greutate al brațului până la punctul O.

Fig. 2.12 Concentrarea masei manivelei în două puncte
Gc-centrul de greutate

Deoarece m c, m m, m br, rc și r br nu sunt cunoscute la această fază a proiectării motorului,
masa m cA se determină din literatura de specialitate, în funcție de masa relativă
m~cA concentrată
în punctul:
mcA=mcÃ∙Ap (2.37)
în care
m~cA , în kg/m2 sau g/cm2, este masa relativă a cotului, iar A p este aria capului pistonului.
Ap=πD2
4 (2.38)
Masa relativă
m~cA concentrată în punctul A se adopta 22 [g/cm2] din tab. 2.3, iar aria
capului pistonului are valoarea:
Ap=π∙812
4=51.52 [cm2]
Pentru simplificarea calculului, valoarea ariei se utilizeaza în cm2.
Masa manivelei concentrată în punctul A are valoarea:
mcA=22∙51.52∙10−3=1.13 [kg]

Concentrarea masei bielei
Neglijând momentul rezidual al forțelor de inerție, masa bielei poate fi concentrată în 2
puncte, fig. 2.13:

Calculul si construc ția automobilului
41

Fig. 2.13 Concentrarea masei bielei în două puncte
Gb-centrul de greutate
De regulă, masa bielei și poziția centrului de greutate nu este cunoscută. Masa bielei m b
se determină în funcție de masa relativă a acesteia:
mb=mb̃∙Ap (2.39)
în care
m~b este masa relativă a bielei în kg/m2 sau g/cm2.
Masa relativă a bielei
m~b se poate adopta din tabelul 2.3. Astfel, se adoptă:
m~b =24
[g/cm2] și rezult ă masa bielei:
mb=24∙51.52∙10−3=1.23 [kg]
Pentru majoritatea motoarelor ce echipează autovehiculele rutiere se recomandă
lp/l=0.725, respectiv (l -lp)/l= 0.275.
-masa bielei concentrată în punctul A (centrul fusului maneton), m bA, este dată de
relația:
mbA=mb∙lp
l (2.40)
unde:
-mb-masa bielei
-lp-poziția centrului de mas ă al bielei față de punctul B
– masa bielei concentrată în punctul B (axul bolțului pistonului), m bB, este dată de relația:
mbB=mb∙l−lp
l (2.41)
Masa bielei concentrată în punctul A are valoarea:
mbA=1.23∙0.725=0.896 [kg]
Masa bielei concentrată în punctul B are valoarea:
mbB=1.23∙0.275=0.34 [kg]

Concentrarea masei grupului piston
Masa grupului piston nu este cunoscută la proiectare și, atunci, aceasta se determină în
funcție de masa relativă
m~p :
mp=mp̃∙Ap (2.42)
Recomandări privind valorile masei relative
m~p a grupului piston sunt date în tabelul 2.3.
Se adopt ă
m~p= 12 [g/cm2], de unde rezultă că masa grupului piston are valoarea:
mp=12∙51.52∙10−3=0.61 [kg]

Calculul si construc ția automobilului
42
Tab. 2.3 Mase relative pentru motoare de autovehicule rutiere
Masa relativă
[g/cm2] Tipul motorului
m.a.c .
m.a.c., D=80…125 mm
Masa
m~p a grupului piston 12…32
Masa
m~b a bielei 22…40
Masa
m~cA a manive lei
-fus g ăurit
-fus neg ăurit 13…32
20…40

Concentrarea masei mecanismului manivelă -piston
Masa mecanismului manivelă -piston se consideră concentrată în punctele O, A și B
din fig.2.11. Așa cum s -a arătat, numai masele concentrate în punctele A și B produc forțe de
inerție:
– masa concentrată în punctul A, m A, (masa în mișcare de rotație în jurul punctului O):
mA=mcA+mbA (2.43)
mA=1.13+0.89=2.03 [kg]
– masa concentrată în punctul B, m B, (masa în mișcare de translație alternativă de -a
lungul axei cilindrului):
mB=mbB+mp (2.44)
mB=0.34+0.61=0.95 [kg]

Forțele de inerție din mecanismul motor
Masele concentrate produc următoarele forțe de inerție:
– forța de inerție a masei în mișcare de rotație,
FR , produsă de masa m A:
FR⃗⃗⃗⃗ =−mA∙aA⃗⃗⃗⃗
FR=−mA∙aA=mA∙r∙ω2
FR=2.03∙47.75∙418.662·10−3=16.99 [kN] (2.45)
– forța de inerție a masei în mișcare de translație,
FT , produsă de masa m B:
FT⃗⃗⃗⃗ =−mB∙aB⃗⃗⃗⃗
FT=−mB∙aB (2.46)
Deoarece forța de inerție F T are modulul variabil în funcție de unghiul α, calculul se
efectuează de obicei tabelar ca și la forța de presiune a gazelor.

Fig. 2.14 Forțele care a cționează în mecanismul motor

Calculul si construc ția automobilului
43
F=FR+FT (2.47)
În punctul A acționează forța de inerție a masei în mișcare de rotație :
FR=Fic+Fib (2.48)
unde:
Fic=mcA∙aA (2.49)
Fic=1.13∙8387.07∙10−3=9.5 [kN]
Fib=mbA∙aA (2.50)
Fib=0.89∙8387.07∙10−3=7.52 [kN]
Deoarece mecanismul manivelă -piston are mobilitatea M=1, apare necesar un moment
de echilibrare M e, echivalent cu momentul motor instantaneu rezistent.

Reacțiunile din cuplele cinematice
Pentru fie care element al mecanismului manivelă -piston se pun reacțiunile din cuplele
cinematice și torsorul forțelor exte rioare, fig. 2.15a, b, c. Se scriu trei ecuații de echilibru,
două ecuații de proiecții de forțe după axele Ox și Oy și o ecuație de momente pentru fiecare
element și se obține:
-elementul 1
X01=−F−FR∙cosα (2.51)
Y02=−F∙tgβ−FR∙sinα (2.52)
Me=−F∙r∙sin(β−α)
cosβ=−M (2.53)
-elementul 2
X12=−F−Fib∙cosα (2.54)
Y12=−F∙tgβ−Fib∙sinα (2.55)
N=F∙tgβ (2.56)
unde:
-M este momentul motor instantaneu al unui cilindru.
-β este unghiul de oblicitate al bielei și se determină cu relația:
β=arcsin (−λ∙sinα) (2.57)

Reacțiunile din cuplele cinematice X 01, Y 01, X 12, Y 12, N, și eventual unghiul de
oblicitate al bielei β se recomandă să fie calculate tabelar în funcție de unghiul α.
Fig. 2.15 Reacțiunile din cuplele cinematice ale
mecanismului manivelă -piston

Calculul si construc ția automobilului
44
Forțele care acționează asupra elementelor mecanismului
Cunoașterea acestor forțe este necesară pentru a calcula soli citările care apar în
elementele mecanismului.
Asupra pistonului (elementul 3) acționează forța rezultantă F și forța norma lă N.
Biela (elementul 2) este solicitată de o forța axială B ce se obține proiectând
reacțiunea R 32(X32,Y32) pe directia Ax', fig.2.16a. Expresia acestei forțe este:

B=F
cosβ [N] (2.58)
Manivela (elementul 1) este solicitată de o forță axială Z și una tangențială T, fig.
2.16b. Aceste forțe se obțin proiectând reacțiunea din punctul A (R 21) și F ic pe axele
sistemului de referință x 1Ay1, fix în raport cu manivela. Se obține:
Z=F∙cos (β−α)
cosβ+FR [N] (2.59)
T=F∙sin (β−α)
cosβ [N] (2.60)
La manivelă mai acționează și momentul motor instantaneu:
M=F∙r∙sin (β−α)
cosβ=T∙r [Nm] (2.61)
Calculul forțelor B, T, Z și a momentului M se pot efectua tabelar, în funcție de
unghiul α de rotație al manivelei. Perioada tuturor calculelor pentru forțe și reacțiuni este
egală cu perioada ciclului motor τπ . În Anexa nr. 7 este prezentat un mod de organizare al
calculelor pentru forțe, reacțiuni și momentul motor instantaneu al unui cilindru al motorului.

Momentul motor
Mom entul motor instantaneu M produs de un cilindru al motorului, sau al
monocilindrului a fost determ inat anterior. Momentul motor instantaneu al unui motor
policilindric se determină prin însumarea analitică a momentelor motoare instantanee produse
de fiecare cilindru, ținând cont de ordinea de aprindere.

Fig. 2.16 Forțele care acționează în
elementele mecanismului motor

Calculul si construc ția automobilului
45
Ordinea de aprindere
Motoarele policilindric e pot avea aprinderile uniform sau neu niform repartizate.
Majoritatea motoarelor au aprinderile uniform repartizate. Se va alege o ordine de aprindere
similară cu cea de la motorul ales ca model sau de la motoare cu organizare similară.
La adoptarea ord inii de aprindere se va ține cont de modalitatea de numerotare a
cilindrilor în motor și sensul de rotație al ar borelui cotit.
Astfel, ordinea de aprindere aleasa este 1 -3-4-2.

Perioada momentului motor instantaneu
Momentul motor instantaneu al într egului motor este o funcție periodică. La motoarele
cu aprinderi uniform repartizate, perioada φ M a momentului motor instantaneu este egală cu
decalajul (unghiular) δ a al aprinderilor:
ϕM=δa=τ∙π
i (2.62)
unde i este numărul cilindrilor motorului.
ϕM=δa=4∙π
4=180°

Momentul motor instantaneu al întregului motor
Se obține prin însumarea analitică a momentelor instantanee produse de fie care
cilindru în conformitate cu ordinea de aprindere:
Mα=∑Mαki
k=1 (2.63)
unde: M αk este momentul motor instantaneu dezvoltat de cilindrul k la unghiul α k la care se
afla procesul de lucru din cilindrul k față de cilindrul 1, con siderat de referință; k – ordinea
cilindrilor în motor, conform numerotării, k {1,2,…,i}. Unghiul α k la care se află procesul de
lucru din cilindrul k față de cilindrul 1 se determină cu relația:
αk=(i−p+1)∙δa+α (2.64)
în care: p -ordinea de funcționare, se obține din permutarea o ─ p, p {1,2,…,i}, o -ordinea de
aprindere, iar α este unghiul de rotație la manivela primului cilindru, α [0,φ M].
Operația de însumare analitică pentru calculul momentului motor instantaneu al
întregului motor se recomandă a se efectua tabelar. În tabelul 2.4 este arătat un mod de
organizare al calculelor pentru un mot or cu patru cilindri în linie, în patru timpi, cu ordinea de
aprindere 1 -3-4-2. Permutarea o ─ p, pentru motorul luat ca exemplu, are forma:
α1= α; α 2=180+ α; α 3=540+ α; α 4=360+ α

Tab. 2.4 Calculul tabelar al momentului rezultant pentru un motor cu 4 cilindri
α1,
grd Cil 1
[Nm] α2
[grd] Cil 2
[Nm] α3
grd Cil 3
[Nm] α4
grd Cil 4
[Nm] M
[Nm]
0 0 180 20607.28 360 -2518178 540 -8412.1 -2518178
10 -10620.5 190 -17636.7 370 624840.9 550 24258.43 624840.9
20 18598.31 200 7450.356 380 460062.1 560 -30949 460062.1
30 -21827.5 210 7891.913 390 -801379 570 25970.28 -801379
40 19236.97 220 -24353.7 400 744123.1 580 -11230.5 744123.1
50 -11174.2 230 36291.25 410 -524488 590 -7742.61 -524488










12341342
po

Calculul si construc ția automobilului
46
60 -453.44 240 -37429.1 420 270580.7 600 24006.55 270580.7
70 12441.83 250 22444.04 430 -49489.9 610 -31885.9 -49489.9
80 -21058.7 260 11085.21 440 -105214 620 28999.12 -105214
90 23233.87 270 -60717 450 181612.1 630 -16837.2 181612.1
100 -17806.3 280 117320.2 460 -184407 640 -178.287 -184407
110 6261.677 290 -162956 470 131319.1 650 16543.76 131319.1
120 7522.671 300 167340.8 480 -48500 660 -27546.5 -48500
130 -18592.5 310 -81921.2 490 -35376.4 670 30502.64 -35376.4
140 22814.75 320 -163662 500 95456.9 680 -25147.1 95456.9
150 -18549.5 330 628294.2 510 -116104 690 13326.97 -116104
160 7363.289 340 -1190836 520 94076.3 700 1704.284 94076.3
170 6527.631 350 1353665 530 -38702.5 710 -16129.7 -38702.5
180 -16226 360 1791558 540 -21178.5 720 -10500.4 -21178.5

2.5 Dimensionarea și elemente de calcul pentru organele mecanismului motor

Dimensionarea pistonului
Pistonul se schițează inițial în raport cu soluțiile constructive alese. Dimensiunile
principale se preciz ează pe baza datelor statistice . Lungimea pistonului și diametrul umerilor
mantalei se stabilesc în corelație cu dimensiunil e bolțului.

Fig. 2.18 Dimensiunile caracteristice ale pistonului [7]

Dc
Dci
Dmi
Dm
D
debH
Hc
h
ds
hcLm
lsA A

Calculul si construc ția automobilului
47
Tab. 2.5 Dimensiunile caracteristice ale pistonului motoarelor în patru timpi
Dimensiunea m.a.c . Valoarea
utilizată
D=81 [mm] [mm]
H – lungimea
pistonului (0,8…1,5 )D 71
Lm – lungimea
mantalei (0,5…1 )D 41
Hc – înălțimea
de compresie (0,5…0,85 )D 45
h – înălțimea de
protecție a
segmentului de
foc (0,06…0,18 )D
12
hc – grosimea
flancului (0,055…0,05 5)D 4
deb – diametrul
exterior al
bolțului (0,3…0,45 )D 24
ds – diametrul
bosajelor de
bolț (0,30…0,45)D 28
ls – distanța
dintre bosajele
bolțului (0,30…0,50)D 34
Dmi – diametrul
interior al
mantalei (0,9…0,98)D 75
δ – grosimea
capului (0,10…0,15)D 15

Diametrul interior al capului pistonului
ciD se va stabili prin materializarea grosimii
minime de turnare (aproximativ egală cu grosimea peretelui mantalei
)/2D (D gmi m , dar
nu mai mică decât grosimea minimă de perete ce se poate realiza prin procedeul de obținere a
semifabricatului tur nat sau matrițat ) spre interiorul pistonului, pornind de la canalul
segmentului de ungere.
Se alege D ci= 66 [mm].

Calculul de verificare al pistonului
Pistonul este o piesă complicată și solicitată complex, atât din punct de vedere
mecanic, cât și termic. În cele ce urmează, se propune un calcul extrem de simplificat pentru
verificarea pistonului în unele zone.

a)Determinarea tensiunilor din R.P.S., în zona slăbita de la canalul segmentului de
ungere
Efortul în secțiunea slăbită A -A este:
σA−A=pgπD2
4AA−A [MPa] (2.69)

Presiunea maximă a gazelor care acționează asupra pistonului:
pg=pmax−pc (2.70)
pg=92−1.8= bar=90.2 [N/cm2]

Calculul si construc ția automobilului
48
unde p max este presiunea maximă a gazelor din cilindru și are valoarea pmax=92 bar,
determinată la calculul de procese; p c este presiunea gazelor din carterul motorului, p c =0,18
MPa=1 .8bar .
Secțiunea în zona segmentului de ungere este:
AA−A=π
4[(Dci+2∙s)2−Dci2]−z∙d∙s
Unde:
s=D−Dci
2
z=2 – numărul orificiilor de ungere;
d – diametrul orificiilor de ungere; d=2 [mm]
s=81−66
2=7.5 [mm]
AA−A=π
4[(6.6+2∙0.075)2−6.62]−2∙2∙0.075=15.26[cm2]
σA−A=90.2∙π∙812
4∙15.26=304.41 [daN/cm2]
σA−A=30.44MPa
(2.71)
Valorile admisibile pentru efortul unitar de compresiune sunt 30…40 MPa pentru
pistoane din aliaje de aluminiu.

Fig. 2.19 Secțiunea în zona segmentului de ungere

b) Grosimea capului pistonului se verifică în ipoteza că acesta este o placă circulară
încastrată pe contur, de grosime constantă
 , de diametru egal cu diametrul interior al capului
ciD
și încărcată cu o sarcină uniform distribuită, dată de presiunea maximă a gazelor care
acționează asupra pistonului.
Considerând că cea mai mare parte a efortului unitar produs de presiunea gazelor se
realizează la margine, și că e forturile termice la extremitatea capului, determinate de diferența
de temperatură dintre centrul și marginea capului pistonului, se adaugă la cele mecanice,
efortul unitar de încovoiere total la marginea capului se poate calcula acoperitor cu relația:
σi=pg(Dci
2∙δ)2

σi=90.2∙(66
2∙15)2
=43.6 [MPa] (2.72)

Valorile admisibile pentru efortul unitar de încovoiere sunt 25…50 MPa pentru
pistoane din aliaje de aluminiu, valorile superioare fiind recomandate pentru cazul în care
capul pistonului este nervurat.

Calculul si construc ția automobilului
49
c)Verificarea presiunii pe suprafața umerilor de piston
Presiunea pe umerii pistonului, cu boltul montat, este:
pu=(pgmax−pc)∙πD2
4
2∙lu∙db (2.73)
lu=D
2−ls
2 (2.74)
lu=81
2−30
2=25.5 [mm]
pu=(92−1.8)∙π∙812
4
2∙25.5∙24=379.7[daN/cm2]

Valorile admisibile pentru presiunea pe umerii pistonului, cu boltul montat, sunt
300…550 daN/cm2 pentru pistoane din aliaje de aluminiu.

d)Determinarea jocului la montaj între piston și cilindru. Determinarea diametrului
pistonului în funcție de jocul la cald impus.
Jocul la cald
c variază în lungul pistonului; el este mai mare la cap, pentru a preveni
griparea, și mai mic la manta, pentru a preveni bătaia. Dacă diametrul cilindrului la cald este
)t (tα D[10 cc
, iar diametrul pistonului la cald este
)]t(tα[1D0 pp c , jocul la cald va fi,
evident, diferența lor. Rezultă diametrul pistonului la montaj:
Dp=D[1+αc(tc−t0)]−∆
1+αp(tp−t0) (2.75)
Coeficientul de dilatare liniară pentru aliaje din aluminiu are valori medii de
][K 10 17,5α-1 6
p
, iar pentru fontă
][K 10 10,7α-1 6
c . Temperatura cilindrului are valori
uzuale de
C 120 100tc , iar temperatura pistonului
C 280 240tp  la motoare răcite cu
apă.
Am adoptat
C110tc ,
C 260tp si
C20t0 .
Dp=81[1+10.7∙10−6∙90]−0.2
1+17.5∙10−6∙240=80.53 [mm]
Cum D p<D, condiția este îndeplinită.

Dimensionarea segmenților

Segmentul este un inel elastic de contact între cilindru și piston în mișcarea de
translație alternativă a acestuia și are forma unui inel tăiat (fig. 2.20). Distanța dintre capete se
numește rost. Dimensiunea caracteristică a secțiunii în direcție radială se numește grosime
radială a, iar cea în direcție axială se numește înălțimea h. În stare montată, diametrul exterior
al segmentului este egal cu alezajul D. Diametrul interior al segmentului este, evident,
2aD Di
.
Pe un piston se montează un set de segmenți, care, în ansamblu, trebuie să asigure:
etanșeitatea camerei de ardere, reglarea cantității de ulei de pe oglinda cilindrului,
îmbunătățirea transmiterii căldurii de la piston la cilindru.
Aceste funcții pot fi îndeplinite dacă suprafaț a exterioară a segmenților se află în
contact perfect cu oglinda cilindrului, iar flancurile se așază perfect pe suprafețel e
corespunzătoare din piston.

Calculul si construc ția automobilului
50

Fig. 2.20 Forma și dimensiunile caracteristice ale unui segment [7]

Pentru a îndeplini funcțiunile ar ătate, pe un piston se montează două feluri de
segmenți: segmenți de compresie, care îndeplinesc, în principal, funcția de etanșare a camerei
de ardere și segmenți de ungere care servesc pentru reglarea can tității de ulei de pe oglinda
cilindrului. În timpul exploatării, funcțiile segmenților se întrepătrund.

Segmenții de compresie
Tab. 2.6 Elemente constructive ale segmenților de compresie
D
[mm]
a [mm]
010,0
022,0
h [mm]
1S[mm]
1 2 3
50 – 80
10,0
20,0)5,32(
 1,5 2,0 2,5
2,0
0 )25,015,0(
80 – 110
10,0
25,0)5,45,3(
 2,0 2,5 3,0
25,0
0 )40,0 30,0(

Pentru alezajul D=81 [mm] se vor alege doi segmenți de compresiune cu
dimensiunile:
a=4 [mm]
h=2.5 [mm]

Segmenții de ungere
Tab. 2.7 Elemente constructive pentru segmenții de ungere
D
[mm]
a[mm]
h [mm]
mS [mm]
50-80
10,0
20,0)3,31,2(

010,0
022,0)54(

25,0
0 )20,015,0(
80-110
10,0
25,0)5,43,3(

010,0
022,0)65(

30,0
0 )30,025,0(
Pentru alezajul D=81 [mm] se vor alege segmenții de ungere cu dimensiunile:
a=4 [mm]
h=5 [mm]

Determinarea rostului la montaj
Rostul la cald
cS se limitează, deoarece, la valori mari, etanșarea este nesatisfăcătoare,
iar la valori mici apare pericolul de impact. Ca urmare, se determină valoarea rostului la
montaj Sm, care asigură rostul la cald propus. Dacă, pe de o parte, lungimea segmentului la
rece, în cilindru, este (πD−Sm), iar la cald (πD−Sm)[1+αs(ts−t0)], iar pe de altă parte,
perimetrul cilindrului la cald este (πD−Sm)[1+αc(tc−t0], rezultă:
s0
Dia
sm
h
DD
0iD
0

Calculul si construc ția automobilului
51
(πD−Sm)[1+αs(ts−t0)]+Sc=πD[1+αc(tc−t0] (2.76)
respectiv
Sm=πD[αs(ts−t0)−αc(tc−t0)]+Sc
[1+αs(ts−t0)] (2.77)
Coeficienții de dilatare ai materialului segmentului
sα și cilindrului
cα , au de obicei
aceleași valori, cele două organe fiind confecționate din fontă
][K 1012) (10α-1 6 . Pentru
calcul, se admite
C] 180[ 130tt0 s  . Rostul la cald se stabilește în funcție de alezaj și
tipul motorului. Se admite
cS =(0,0015 -0,003)D.
Am adoptat
-1 6K 1010α ,
0.162mmD 0.002 S C,130t tC,150ttc 0 c 0 s 

Sm=π·81·10−5[150−130]+0.162
[1+10−5·150]=0,2 [mm]

Dimensionarea bielei

Biela este organul mecanismului motor care transmite forța de presiune a gazelor de la
piston la arborele cotit și servește la transformarea mișcării alternative de translație a
pistonului în mișcarea de rotație a arborelui cotit.
Se recomandă ca dimensionarea bielei să înceapă cu stabilirea distanței dintre piciorul
și capul bielei, care este l. Această distanță a fost determinată la calculul dinamic cu rel. 2.18 .
l= 143 [mm]
Dimensionarea se continuă cu stabilirea cotelor care definesc piciorul bielei (fig.
2.19):
Tab. 2.8 Dimensionarea piciorului bielei
Piciorul bielei deb 24 mm
Dimensiunea M.A.C Valoarea utilizată[mm]
Diametrul exterior al piciorului d ep (1,3 – 1,7)deb 33
Grosimea radială a piciorului h p (0,16 – 0,20)deb 4
Grosimea radiala a bucșei h b (0,08 – 0.085 )deb 2

Fig. 2.21 Dimensiunile piciorului bielei [7]

Capacul bielei are o construcție mai complicată, principalele elemente fiind
determinate în tabelul 2.9.

Calculul si construc ția automobilului
52
Tab. 2.9 Dimensionarea capacului bielei
Capul bielei
Valoarea
utilizată
Dimensiunea relativă m.a.c . în linie [mm]
da (0,60 -0,70)D 53
dm (0,56 -0,72)D 49
lm (0,5-0,6)dm 25

Fig. 2.22 Dimensiunile capului bielei [7]

a m a 2h d d
; unde
mm 3…5 ha .
Se adoptă h a= 3 mm. Astfel, valoarea diametrului d a este:
[mm] 5332 47 da 

Dimensionarea șuruburilor
Șuruburile bielei, care sunt în număr de două, se dimensionează pentru solicitarea de
întindere:
Forța care solicită un șurub:
Fs=Fic
z (2.78 )
unde:
-Fic a fost determinat cu rel. 2.49
-z este numărul de șuruburi; z=2.
Fs=9500
2=4750 [N]
Forța de prestrângere inițială a șurubului:
F0=(2…3)∙Fs (2.79 )
F0=2∙Fs
Forța maximă care solicită șurubul la întindere este:
Fmax=k∙Fs+F0 (2.80 )
unde k=0.10…0.25, coeficient care ține cont de rigiditatea pieselor îmbinate; k=0.2.
Fmax=2.2∙Fs=10450 [N]

Calculul si construc ția automobilului
53

Efortul de întindere este:
σc=Fmax
πds2
4∙𝑐𝑐∙𝑐1
𝑐2 (2.81 )

Din relatia efortului de întindere, se poate calcula diametrul șuruburilor :
ds=(4∙Fmax
π∙cc∙c1
σc∙c2)1/2
(2.82 )
Unde:
– σc=(600…1400)MPa;adopt σc=1400 [MPa]
-cc este coeficientul de siguranță cc=1.25…1.3; cc=1.25
-c1 este coeficientul care ține cont de solicitarea la torsiune la strângerea șurubului; c1=1.3
-c2 este coeficientul ce ține cont de curgerea materialului la strângere; c2=1.15
ds=(4∙10450
π∙1.25∙1.3
1400∙1.15)1/2
=6.71 [mm]
În urma calcului se aleg din STAS, cu condiția d stas>ds, șuruburile cu dimensiunea:
dstas=8 [mm]

Dimensionarea b olțului

Bolțul, sau axul pistonului, este organul de legătură prin intermediul căruia se
transmite forța de presiune a gazelor de la piston la bielă. Din punct de vedere cinematic,
bolțul este organ de articulație, asigurând mișcarea relativă dintre cele două organe.
În general, bolțul se dimensionează pe baza datelor constructive din tab. 2.10 și
fig.2.23
Tab. 2.10 Date constructive pentru dimensionarea bolțului
Tipul motorului Valoarea utilizată
Dimensiunea M.A.C [mm]
Diametrul exterior d eb (0,3…0,45 )D 24
Diametrul interior d ib (0,64…0,72)d eb 14
Lungimea l – bolt flotant (0,8…0,87 )D 65
Lungimea l b – bolt (0,32…0,42 )D 26

Fig. 2.23 Dimensiunile boltului

Calculul si construc ția automobilului
54
Jocul la montaj al boltului
Jocul la cald (in timpul funcționării) se obține scăzând din dimensiunea dilatată a
locașului de bolt diametrul exterior al boltului dilatat, conform relației:
)]t(tα[1d)]t(tαΔ)[1 (dΔ0 bb e 0 pp e f 
(2.83 )
Din relație rezultă:
)t (tα1Δ)]t (tα)t (tα[dΔ
0 ppf 0 pp 0 bb e

(2.84 )
unde:
bt
este temperatura bolțului (150°C);
pt
este temperatura pistonului (150 -200°C);
C180tp
0t
este temperatura mediului ambiant (20°C);
][K 1010α-1 6
b
;
][K 1020α-1 6
p
.
Se recomandă jocul în funcționare:
0.01[mm] 24 0.0005 d 0.0005Δe f 

][μ 35 0.035mm
20) (18010210.01 20)] (180102 20) (15010 24[
55 5
m 
   

Dimensionarea cotului de arbore cotit

Dimensiunile principale ale unui cot de arbore se determină pe baza unor coeficienti
rezultați in urma dimensionării motoarelor existente, de același tip, cu performanțe ridicate.

Tab. 2.11 Dimensiuni ale cotului arborelui cotit

Dimensiunea
relativă
M.A.C

M.A.C

M.A.C
l/D 1,1 – 1,4 1,4 113
dL/D 0,7 – 0,9 0,7 57
lL/dLintermediar 0,45-0,60 0,6 34
lL/dL extrem 0,70-0,85 0,75 43
dM/D 0,60-0,75 0,60 49
lM/dM 0,5 – 0,6 0,5 25
dMi/dM 0,60-0,75 0,60 47
h/d M 0,20-0,35 0,20 10
b/d M 1,5 – 2,0 1,5 119

Calculul si construc ția automobilului
55

Fig. 2.24 Dimensiuni arbore cotit [7]

Calculul si construc ția automobilului
56
Cap. 3 Construcția și calculul ambreiajului

Ambreiajul este primul ansamblu din transmisia automobilului care se plasează între
motor și cutia de viteze, cu rolul de a cupla și decuple transmisia automobilului de motor.
Decuplarea este necesară la oprirea și frânarea automobilului sau la schimbarea
vitezelor. Cuplarea lină este necesară la pornirea din loc și după schimbarea vitezelor.
La majoritatea automobilelor ambreiajul este fixat d e volantul motorului, mărind astfel
momentul de inerție al acestuia, și constituie, în cazul ambreiajelor mecanice, un cuplaj de
fricțiune, prin care, cu ajutorul forțelor de frecare, cuplul motorului se transmite la roțile
motoare, prin transmisia automob ilului.
Decuplarea este necesară la oprirea și frânarea automobilului sau la schimbarea
vitezelor. Cuplarea lină este necesară la pornirea din loc și după schimbarea vitezelor.
Introducerea ambreiajului în construcția automobilului se face în scopul comp ensării
principalelor dezavantaje ale motorului cu ardere internă, ca:
– incapacitatea de a porni sub sarcină;
– existența unei zone de funcționare instabilă;
– obținerea mersului în gol la o turație relativ mare;
– mersul neuniform.
Cerința principală impusă ambreiajelor este ca momentul pe care îl poate transmite să
fie reglabil, lucru care poate fi obținut prin mai multe soluții constructive, dintre care cea mai
simplă este soluția cu discuri de fricțiune

Fig. 3.1 Elementele ambreiajului [8]

Calculul si construc ția automobilului
57
3.1 Alegerea tipului constructiv

Pentru proiectarea ambreiajului autovehiculului din tema de proiect se studiază soluția
constructivă a ambreiajului cu arc central tip diafragmă.
Acest tip de ambreiaj reprezintă o soluție constructivă la care rolul arcu rilor periferice
de presiune și al pârghiilor de debreiere este îndeplinit de un arc central, tip diafragmă, format
dintr -un disc de oțel prevăzut cu tăieturi radiale.
În stare liberă, arcul tip diafragmă are o formă tronconică. Când ambreiajul este
cuplat, arcul este deformat datorită forței de apăsare exercitată de rulmentul de presiune. În
stare cuplată, rulmentul de presiune acționează asupra arcului care deplasează discul de
presiune spre stânga, astfel realizându -se transmiterea momentului motor la organele
schimbătorului de viteze.
Arborele ambreiajului se sprijină la un cap pe arborele cotit al motorului prin
intermediul unui rulment, iar la capătul celalalt pe arborele primar al cutiei de viteze.
Pentru a se realiza decuplarea ambreiajului, se a cționeaza asupra pârghiei de debreiere
care permite decomprimarea arcului de presiune. Astfel, discul de presiune se deplasează
axial, prin intermediul canelurilor prevăzute pe arbore, față de volantul motorului. Se spune,
în acest caz, că ambreiajul este în stare decuplată. Pentru a se realiza cuplarea, se eli berează
pârghia de debreiere.

Fig. 3.2 Ambreiajul cu arc central tip diafragma

3.2 Alegerea parametrilor principali

Calculul ambreiajului cuprinde determinarea dimensiunilor principale în raport cu
valoarea maximă a momentului motor, în funcție de tipul și destinația automobilului și de
verificarea la rezistență a principalelor piese componente.

Determinarea momentului de frecare al ambreiajului
În timpul funcționării ambreiajelor, ca urmare a f recărilor normale din fazele de
cuplare -decuplare ale ambreiajului, suprafețele de frecare ale discului condus sunt supuse
uzării. Față de construcția mecanismului ambreiaj și modul de generare a forțelor de cuplare,

Calculul si construc ția automobilului
58
uzarea garniturilor de frecare determin ă o detensionare a arcurilor și deci o modificare a forței
de apăsare.
Pentru ca ambreiajul să fie capabil să transmită momentul maxim al motorului și în
cazul în care garniturile de frecare sunt uzate, la dimensionarea ambreiajului se adoptă
momentul capa bil al ambreiajului mai mare decât momentul maxim al motorului.
În calculele de predimensionare, acest lucru este luat în considerare prin coeficientul
de siguranță al ambreiajului, notat  și definit ca valoare a raportului dintre momentul de
calcul al a mbreiajului (M a) și momentul maxim al motorului (M max).
Momentul de calcul se determină cu formula:
Ma=β∙Mmax (3.1)
Pentru stabilirea valorii coeficientului de siguranta se utilizeaza de obicei datele
statistice existente, luând în considerare tipul și condițiile de exploatare ale automobilului,
precum și particularitățile constructive ale ambreiajului.
Se recomandă c a valoarea coeficientului de siguranță la autoturisme sa fie adoptată în
limită: =1.2-1.75.
Pentru calcule de dimensionare a ambreiajului se alege =1,2.
Ma=1.2∙320=384 [Nm] (3.2)

3.3 Analiza soluțiilor constructive pentru partea condusă și elemente de calcul

La ambreiajele automobilelor se utilizează două tipuri de discuri conduse, și anume :
– discuri simple
– discuri cu element elastic și amortizor pentru oscilațiile de torsiune.
Discurile simple sunt compuse din discul propriu -zis, garniturile de frecare (câte una
pe fiecare parte), butuc, disc suplimentar și nituri pentru fixarea garniturilor și a butucului de
disc.
Discurile cu elemente elastice suplimentare și amortizoare pentru oscilațiile de
torsiune au legătura dintre discul propriu -zis și butuc realizată prin intermediul unui element
elastic suplimentar, compus din mai multe arcuri elicoidale.
Astfel, se alege discul cu elemente elastice suplimentare și amortizoare pentru
oscilațiile de torsiune.
Calculul părții conduse cuprinde calculul arborelui condus și calculul legăturii dintre
arborele ambreiajului și butucul discului condus și.

Dimensionarea garniturilor de frecare ale ambreiajului

Garniturile de frecare sunt componente ale discului condus prin intermediul cărora se
stabilește, prin forțe de frecare, legătura de cuplare a ambreiajului. Drept urmare suprafețele
de frecare ale ambreiajului reprezintă căile de legătură dintre părțile conducătoare ale
ambreiajului.
În aceste condiții momentul capabil al ambreiajului este momentul forțelor de
frecare, dat de relația:
Macap=i∙F∙μ∙Rm=i∙F∙μ∙Re+Ri
2 (3.3)
Macap=2∙5666∙0.3∙112.96∙10−3=384 [Nm]
unde:

Calculul si construc ția automobilului
59
-i=2n-numărul suprafețelor de frecare (al căilor de legătur ă dintre parte conducătoare și
partea condusă);
-n-numărul discurilor conduse ale ambreiajului;
–
2R RRi e
med -raza medie a suprafeței de frecare;
-Re, Ri – razele exterioare și interioare;
–
μ-coeficientul de frecare dintre suprafețele discurilor;
3,0μ ;
Raza exterioară a suprafeței de frecare se determină cu relația:

Re=√3∙1.2∙384∙103
π∙0.3∙2∙0.35∙(1+0.8)(1−0.82)3
=121.39[mm]
unde:
-c=0,8 – reprezintă raportul dintre raza interioară și cea exterioară a suprafeței de frecare;
este cuprins în intervalul 0,53 – 0,8;
-p0 =0,35 – presiunea admisibilă de contac, cuprinsă între 0,17 – 0,35.
Conform STAS 7793 -83 se adoptă dimensiunile:
interior diametrul [mm]200 Dexterior diametrul [mm] 250 D
ie
  

Raza exterioar ă recalculată :
Re=De
2=121.39 [mm]
Raza interioară se determină cu relația:
Ri=c∙Re (3.5)
Ri=0.6∙121.39=97.11 [mm]
Raza medie este:

Rmed=2
3∙[(250
2)3
−(200
2)3
(250
2)2
−(200
2)2]=112.96 [mm]

Pentru a putea transmite momentul motorului, ambreiajul are nevoie de o suprafață de
frecare a cărei mărime se determină cu relația:
A=𝜋
4∙(De2−Di2) (3.7)
unde:
-De – diametrul exterioar;
-Di – diametrul interioar;

Rezultă că aria suprafeței de frecare este:
A=𝜋
4∙(2502−2002)=17671 [mm] (3.8)
Forța necesară de apăsare pe disc: Re=√3∙β∙M a
π∙μ∙i∙p0∙(1+c)(1−c2)3
(3.4)
Rmed=2
3∙[(De
2)3
−(Di
2)3
(De
2)2
−(Di
2)2]
(3.6)

Calculul si construc ția automobilului
60
F=Ma∙103
i∙μ∙Rmed
F=384∙103
2∙0.3∙112.96=5666 [N] (3.9)

Verificarea presiunii de contact pe disc se face conform relației:
p0′=F
A (3.10)
p0′=5666
17671=0.32 [N/mm2]
Verifică, deoarece p0′<p0.

Verificarea discului la uzură
n=800 [rot/min] – turația la pornirea de pe loc
k=15 coeficientul de proporționalitate
Ga= m 0·g= 13440 [daN]
Coeficientul rezistenței totale a drumui:
ψ=sin(π∙αmax
180°)+rr∙cos(π∙αmax
180°)=0.019 (3.11)
Lucrul mecanic de patinare:
L=π∙n∙rr2
30∙itr2∙(Ga
g∙π∙n
3600∙Ga2∙ψ
k+2
3∙Ga∙ψ∙√2
k∙Ga
g∙π∙n
30)
L=40080 [Nm] (3.12)
Lucrul mecanic specific de patinare r eprezintă raportul dintre lucrul mecanic de
patinare L și suprafața de frecare a ambreiajului A:
L=L
A∙i∙10−2 (3.13)
L=40080
17671∙2∙10−2=113.40 [Nm/cm2]
Lucrul mecanic admisibil este cuprins în intervalul 100 -120 Nm/cm2, lucrul mecanic
specific de patinare încadrându -se în limitele admisibile.

Calculul arborelui ambreiajului
Se alege materialul 41M oCr11 cu următorii coeficienti:
σc=854 [MPa]
σr=698 [MPa]
σs=589[MPa]
Se adoptă:
-coeficientul de siguranță: c=1.3
-rezistența admisibilă la strivire σas=125 [N/mm2]
-rezistența admisibilă la torsiune τat=277.55 [N/mm2]
-rezistența admisibilă la forfecare: τaf=4∙σac=341.6 [N/mm2]
Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din condiția de rezistență la solicitarea
de torsiune determinată de acțiunea momentului motor, diametrul interior preliminar al
canelurii fiind dat de relația:

Dia=√16∙1.2∙Ma∙103
π∙τaf (3.14)

Calculul si construc ția automobilului
61
Dia=√16∙1.2∙384∙103
π∙341.6=20.37 [mm]

unde:
Valoarea definitivă a diametrului se determină în funcție de dimensiunile standardizate
ale arborilor canelați, diametrul D i determinat, reprezintă diametrul de fund necesar
canelurilor adoptate.
Adopt, conform STAS 1770 -68, arbore canelat cu caneluri dreptunghiulare de clasa
mijlocie, cu dimensiunile:
Dia=21 mm -diametru interior canelură
Dea=25 mm -diametru exterior canelură
bc=5 mm -lățimea canelurii
zc=6 mm – numărul de caneluri
Lungimea zonei canelate ce reiese din cond iția de rezistență la strivire:
lcs=8∙Ma∙103
zc∙σs∙(Dea2−Dia2) (3.15)
lcs=8∙384
6∙125∙(252−21)=23 [mm]
Lungimea zonei canelate ce reiese din condiția de rezistență la forfecare:
lcf=4∙Ma
zc∙σs∙bc(Dea−Dia) (3.16)
lcf=4∙384
6∙125∙5∙(25−21)=38 [mm]
Se alege valoarea maximă dintre lcs și lcf. Astfel, valoarea lungimii zonei canelate
devine:
lc=38 [mm]

Fig. 3.3 Schem ă pentru caneluri

3.4 Analiza solutiei constructive și calculul părții conducătoare

Discul de presiune sau discul conducător al ambreiajului este solidarizat la rotație cu
volantul motorului și trebuie să aibă posibilitatea ca în momentul decuplarii sau cuplarii
ambreiajului să se deplaseze axial.

Calculul si construc ția automobilului
62
Solidarizarea la rotație a discului de presiune cu volantul se realizează prin inter mediul
umerilor discului ce intră în ferestrele carcasei ambreiajului. Trebuie subliniat însă că pot fi
întâlnite și alte soluții constructive de solidarizare a discului de presiune cu volantul.
Pentru centrarea arcurilor de presiune pe discul de presiune , se prevăd bosaje de
ghidare sau gulere. Pentru protejarea arcurilor de presiune împotriva încălzirii excesive, între
ele și discul de presiune se montează garnituri de termoizolante executate, de regulă, din
același material ca și garniturile de frecare ale discului condus .

Calculul discului de presiune
Funcțional, discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forței arcurilor pe
suprafața de frecare, componentă a părții conducătoare pentru transmiterea momentului,
suport pentru arcuri și eventualele pârghii de debreiere și masă metalică pentru preluarea
căldurii rezultate în procesul patinării ambreiajului.
Asimilăm discul condus cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei:
• raza exterioară:
4 R re ed
(3.17)
mm][ 125.394 121.39 red 

• raza interioară:
4 Rri id
(3.18)
mm][ 101.114 97.11 rid 

Calculul arcului diafragmă
Elementele geometrice ale arcului sunt prezentate în figura 3.4.
Se consideră că arcul diafragmă reprezintă două elemente funcționale reunite într -o
singură piesă: partea tronconică plină, care este, de fapt, un arc disc cu rolul de arc de
presiune, și lamelele, care sunt, de fapt, pârghii încastrate în pânza arcului disc cu rolul de
pârghii de debreiere.

Figura 3.4 Dimensionarea discului de
presiune

red
rid

Calculul si construc ția automobilului
63

d1arc=De−20
d1arc=250−20=230 [mm (3.19)
d2arc=Di−20
d2arc=200−20=180 [mm] (3.20)
d3arc=Dea+5
d3arc=25+5=30 [mm] (3.21)

Am adoptat S=4 mm – grosimea arcului, care ia valori cuprinse intre 1.5 – 4 mm.
Se adoptă înălțimea arcului : H= 8 mm.
Înălțimea zonei pline a arcului:
h=H∙d1arc−d2arc
2
d1arc−d3arc
2 (3.22)
h=8∙230−180
2
230−30
2=0.8 [mm]
Săgeata arcului acționat :
f=1.7∙h (3.23)
f=1.7∙0.8=1.36 [mm]
Pentru arcul diafragmă se va alege materialul OLC55A cu următoarele caracteristici:
σra=1080 [MPa]
σca=880 [MPa]
csa=3−coeficientul de siguranță

Se va calcula forța cu care arcul apasă discul, cu ajutorul următoarei formule:
Farc=4∙E∙S∙f
(1−μ2)∙k1∙d1arc2[(h−f)∙(h−f
2)+S2] (3.24)
unde:
-E = 2.1·105 [N/mm2] și reprezintă modulul de elasticitate al materialului;
-= 0.25 este coeficientul lui Poisson;
-k1 : coeficient de formă al arcului și se calculează cu relația de mai jos:
k1=1
π∙(1−d2arc
d1arc)2
d1arc+d2arc
d1arc−d2arc−2
ln(d1arc
d2arc) (3.25)
k1=1
π∙(1−180
230)2
230+180
230−180−2
ln(230
180)=0.159
Fig. 3.5 Construc ția arcului diafragmă [8]

Calculul si construc ția automobilului
64
Farc=4∙2.1∙105∙4∙1.36
(1−0.252)∙0.159∙2302[(0.8−1.36)∙(0.8−1.36
2)+42]=9247 [N]
Verificarea forței de apasare se face prin compararea forței cu care arcul apasa discul
Farc și forța necesară de apăsare pe disc F:
Cum F arc>F, condiția este îndeplinită.

3.5 Elemente de calcul ale mecanismului de acționare

Se va alege mecanismul de acționare hidraulic deoarece acesta prezintă o serie de
avantaje spre deosebire de cele mecanice:
– limitează viteza de deplasare a discului de presiune la cuplarea ambreiajului și prin
aceasta încercările transmisiei care apar la cuplarea bruscă a ambreiajului;
– randament mai ridicat deoarece nu conține multe articulații;
– posibilitatea dispunerii în orice loc de pe autovehicul fara a fi nec esară o soluție
constructivă complicată.
Calculul sistemelor de acționare se face în scopul determinării parametrilor acestuia,
în condițiile în care forța de acționare exercitată de conducător asupra pedalei ambreiajului și
cursa pedalei trebuie să se situeze în limite ergonomice.

Fig. 3.6 Sistemul de acționare cu comandă hidraulică

Dimensiuni adoptate:
a = 250 [mm]
b = 162 [mm]
c = 150 [mm]
d = 34 [mm]
e = 80 [mm]
ih = 40 – raport de transmitere
f=a
b∙c
d∙e
ih (3.26)
f=13.61 [mm]
Sl = 3 [mm] – deplasarea liberă a manșonului de decuplare
ΔS = 1.3 [mm] – distanța dintre suprafețele de frecare
Cursa totală a pedalei:
Sp=(Sld22
d12+iΔS∙c
d∙e
f)a
b (3.27)
Sp=124.42 [mm]
unde d1 și d2 reprezintă diametrele cilindrilor.

Calculul si construc ția automobilului
65
Raportul d22
d12 se determină din formula raportului de transmitere al mecanismului de
acționare hidraulică:
ih=d22
d12∙a
b∙c
d∙e
f
d22
d12=ih∙b
a∙d
c∙f
e=1.02
Forța de apăsare pe pedală, F p, necesară decuplării complete a ambreiajului se
determină cu relația:
Fp=𝐹
ih∙ηh (3.28)
Randamentul mecanismului de acționare hidraulică a ambreiajului se adoptă:
ηh = 0.85.

Fp=4544
40∙0.85=133.64 [N]

Fpa =160 [N] – forța admisibilă la pedală

Calculul si construc ția automobilului
66
Cap. 4 Calculul și construcția cutiei de viteze

4.1 Alegerea tipului constructiv

În funcție de valoarea rezistenței care se opun înaintării automobilului, trebuie
modificată forța de tracțiune a acestuia. Motoarele cu ardere internă a automobilelor permit o
variație limitată a momentului motor, respectiv a forței de tracțiune. Din această cauză,
automobilele echipate cu motoare cu ardere internă trebuie să fie prevăzute cu cutie de viteze
cu scopul:
• să permită modificarea forței de tracțiune în funcție de variația rezistențelor la
înaintare;
• să realizeze întreruperea îndelungată a legăturii dintre motor și restul transmisiei în
cazul în care automobilul stă pe loc avand motorul în funcțiune;
• să permită mersul înapoi al automobilului, fără a inversa sensul de rotație al motorului.
Cutia de viteze a unui automobil trebuie să îndeplinească următoarele condiții:
• să prezinte o construcție simplă , rezistentă și spă fie ușor de manevrat;
• să prezinte o funcționare fără zgomot și să aibă un randament cât mai ridicat;
• să aibă o rezistență mare la uzare;
• să fie ușor de întreținut, să asigure calități dinamice și economice bune;
• să prezinte siguranță în timpul funcționării.
Cutiile de viteze utilizate la automobile se clasifică după modul de variație a raportului de
transmitere și după modul de schimbare a t reptelor de viteze.
• după modul de variație a raportului de transmitere, cutiile de viteze pot fi:
➢ cu trepte (etaje), la care variația raportului de transmitere este discontinuă;
➢ continue sau progresive , care asigură între anumite limite o variație continu ă a
raportului de transmitere.
• după felul mișcării axei arborilor , cutiile de viteze cu trepte pot fi :
➢ cu axe fixe (simple), la care arborii au axa geometrică fixă;
➢ planetare, la care axele unor arbori ai cutiei de viteze au o mișcare în jurul unui
ax central.
• după numărul treptelor de viteze , cutiile de viteze pot fi cu trei , patru, cinci, șase, sau
chiar mai multe trepte.
• după modul de schimbare a treptelor de viteze , cutiile de viteze pot fi
➢ cu acționare directă;
➢ cu acționare semiautomată;
➢ cu acționare automată.

Calculul si construc ția automobilului
67
În scopul asigurării unei bune adaptabilități a automobilului la condițiile concrete în care
are loc deplasarea, cutia de viteze trebuie să corespundă anumitor cerințe:
• să aibă posibilitatea realizării unui număr cât mai mare de rapoa rte de transmitere, iar
mărimea lor să fie determinată în așa fel încât să asigure o utilizare rațională a puterii
în condițiile unor performanțe economice, dinamice și de poluare optime pentru
caracteristica motorului cu care se conlucrează;
• în exploatare să prezinte siguranță, construcția să fie simplă, robustă, întreținere
ușoară, iar manevrarea să fie simplă, precisă și comodă;
• să prezinte o gamă largă de utilizare.
Cutiile de viteze mecanice în trepte, cu arbori cu axe fixe, sunt cele mai răspândite la
automobile, deoarece aceste tipuri sunt simple din punct de vedere constructiv și deci
fabricarea lor este ieftină. Cutia de viteze în trepte se compune din :
• mecanismul reductor sau cutia de viteze propriu -zis;
• mecanismul de acționare;
• dispozitivul de fixare a treptelor;
• dispozitivul de zăvorâre a treptelor.
Structural, cutiile de viteză în trepte sunt formate din lanțuri cinematice paralele, egale ca
număr cu treptele de viteză și constituite din reductoare cu roți dințate și axe fixe sau mobile
(planetare). Aceste reductoare formează mecanismul reductor al cutiilor de viteză care
constituie partea principală a cutiei de viteze și servește la modificarea raportului de
transmitere, în funcție de variația rezistențelor la înaintarea autom obilului și în plus oferă
posibilitatea autopropulsării automobilului cu viteze reduse, ce nu pot fi asigurate în mod
direct de motorul cu ardere internă care are turația minimă stabilă relativ mare. De asemenea
se realizează:
• inversarea sensului de mers a l automobilului; cum sensul de rotație al motorului este
prin concepție unic, cutia de viteze conține elemente a căror dispunere permite, când
este necesară inversarea sensului de rotație a arborelui de ieșire;
• decuplarea motorului termic de roțile motoare ; deoarece prin concepție, ambreiajul nu
poate fi decuplat decât temporar, pentru situațiile în care este necesară funcționarea
motorului cu automobilul imobilizat, lanțul cinematic este întrerupt prin aducerea
elementelor mobile de cuplare într -o poziție neutră (punct mort).

Soluția constructivă a cutiei de viteze

Luând ca elemente de bază arborii față de care sunt dispuse angrenajele mecanismului
reductor, cele mai frecvente soluții de organizare cinematică, funcție de numărul acestora,
sunt:
• mecanismul reductor cu doi arbori: primar și secundar;
• mecanismul reductor cu trei arbori: primar, intermediar și secundar.
Cutiile de viteze cu doi arbori se întâlnesc frecvent la autoturismele și autoutilitarele
ușoare derivate din acestea cu motoare dispuse trans versal sau longitudinal și se adoptă ca
soluție constructivă pentru automobilul supus proiectării. Cutiile de viteze cu doi arbori
dispun frecvent de 5 sau 6 trepte de viteză.

Calculul si construc ția automobilului
68

Figura 4.1
Cutie de viteze cu doi arbori

Organizarea arborilor cutiei de viteze cu doi arbori cuprinde:
• arborele primar sau arborele de intrare ce primește mișcarea de la arborele cotit al
motorului prin intermediul ambreiajului și include sau susține pinioanele conducătoare
ale angrenajelor;
• arborele secundar sau arborele de ieșire ce susține sau include roțile conduse ale
angrenajelor și transmite mișcarea direct sau indirect către puntea motoare.
Caracteristic cutiei de viteze cu doi arbori este că intrarea și ieșirea se face la o anumită
distanță (d istanța între axele angrenajelor) de aceeași parte, în cazul soluțiilor de organizare a
transmisiei de tip totul față, când în același carter cu cutia de viteze se găsesc înglobate
transmisia principală și diferențialul, sau în părți opuse în cazul soluție i clasice – motor față,
punte motoare spate – soluție specifică autoutilitarelor ușoare, derivate din autoturisme.
Rapoartele de transmitere în cazul mersului înainte se determină ca raport dintre numărul de
dinți al roții conduse, z1, și numărul de dinți al roții conducătoare, z2, ca în figura 4.2.

12
zzi (4.1)

Figura 4.2
Treaptă de mers înainte

Pentru realizarea treptei de mers înapoi (figura 4.3), față de treapta de mers înainte,
unul din lanțurile cinematice ale mecanismului reductor se realizează cu trei roți dințate.
Roata intermediară zi, montată pe un ax suplimentar ce angrenează simultan cu roata condusă
z’1 și cea conducătoare z’2 nu intervine asupra raportului de transmitere, dar impune pentru
acestea un sens identic de rotație.
Arbore conducător Arbore condus

Calculul si construc ția automobilului
69

!
1!
2
!!
2
!
1 zz
zz
zzi
ii





 (4.2)

Figura 4.3
Treaptă de mers înapoi

4.2 Organizarea cinematică a mecanismului reductor

Schema cinematică și de funcționare a unei cutii de viteze cu cinci trepte de viteză
pentru mersul înainte și cu una pentru înapoi este prezentată în figura 4.4.
Pe arborele primar ap se găsesc între lagărele roților fixe 1, 2, 3, 4 și 5; roțile 1, 2, 3, 4
și 5 se află permanent în angrenare cu roțile 1’, 2’, 3’, 4’, 5’ montate libere pe arborele
secundar as.
În vecinătatea roților libere se găsesc mecanismele de cuplare cu sincronizare ce
servesc la solidarizarea acesto ra cu arborii pentru obținerea treptelor de mers înainte.
Funcționarea cutiei de viteze pentru mers înainte într -o treaptă oarecare are loc astfel:
de la ambreiaj fluxul de putere se transmite arborelui primar ap, roții dințate conducătoare r,
roții dințate conduse r’ și arborelui secundar as.
Legătura între roata liberă și arborele pe care acesta se sprijină se face prin dantura de
cuplare a sincronizatorului la deplasarea manșonului acestuia din poziția neutră.
Roțile dințate 6, fixă pe ar borele primar, și 6’, solidară cu manșonul de decuplare al
sincronizatorului servesc la obținerea treptei de mers înapoi.
Arbore
intermediar
Arbore conducător Arbore condus

Calculul si construc ția automobilului
70

Figura 4.4
Schema cinematică a cutiei cu 2 arbori

Arborii cutiei de viteze

Arborii cutiilor de viteze se montează pe carter ținând seama de organizarea
ansamblului și de particularitățile de funcționare ale fiecăruia dintre arbori. Lungimea lor este
determinată de soluția constructivă aleasă, de numărul de trepte de viteză, de dimensiun ile
elementelor de cuplare și de felul etanșărilor. De aceea, la proiectare trebuie realizată
posibilitatea dilatărilor termice, pentru a nu se influența mărimea jocurilor din lagăre.
Luând în considerare deformațiile termice precum și necesitatea preluăr ii eforturilor
axiale, rezultate din utilizarea angrenajelor cu roți dințate cu dantură înclinată și din
mecanismele de cuplare, rezultă, ca regulă generală, faptul că lagărele pe care se sprijină
arborii se montează unul fix în direcție axial, pentru prel uarea forțelor axiale, iar celălalt liber
în direcție axială, pentru preluarea deformațiilor termice.
Centrarea elementelor asamblate pe arbori se face pe caneluri sau pe diametrul exterior.
Cel mai utilizat tip de caneluri este cel cu profil evolventic. C entrarea pe flancuri este utilizată
pentru componentele fără mișcare relativă față de arbore (roți fixe); centrarea pe diametrul
exterior se utilizează în cazul roților montate liber.
Arborele primar primește mișcarea de la arborele cotit al motorului pri n intermediul
ambreiajului iar în cazul cutiilor de viteze transversale arborele primar are o construcție
similară arborelui intermediar al cutiilor de viteză cu trei arbori.
În cazul cutiilor de viteze încărcate de momente de torsiune mari, numai roțile
treptelor inferioare (I, II) și mers înapoi – caracterizate de diametre mici – fac corp comun cu
arborele, celelalte fiind montate liber. De regulă lagărul anterior preia numai sarcinile radiale,
iar lagărul posterior și sarcinile axiale. În funcția de măr imea sarcinii axiale, lagărul posterior
poate fi realizat cu rulmentul radial -axial cu bile (în cazul cutiilor de viteze transversale), sau
cu rulment special dublu, cu bile sau role conice, ce poate prelua eforturile în ambele sensuri.
În partea din față antrenarea arborelui primar de către discul condus de ambreiaj sau
de către arborele ambreiaj se face prin caneluri evolventice.
ap
as
I II III IV V

Calculul si construc ția automobilului
71
Arborele secundar al cutiilor de viteze destinate autoturismelor organizate după
soluția totul față transversal sau longitudi nal face corp comun cu pinionul cilindric sau conic
al angrenajului transmisiei principale. Pe arborele secundar sunt montate liber roțile dințate
conduse ale angrenajelor și fix radial și axial elementele imobile ale sincronizatoarelor.
Arborele secundar se sprijină pe carter pe două lagăre, al căror tip constructiv depinde
de tipul transmisiei principale (cilindric conic) și de momentul de încărcare. Lagărul anterior,
situat în imediata vecinătate a pinionului transmisiei principale, este un lagăr radial . Lagărul
posterior este un lagăr ce poate prelua în ambele sensuri și sarcinile axiale dezvoltate în
angrenajele treptelor și angrenajul transmisei principale.

Lagărele cutiei de viteze

Lagărele cutiei de viteze sunt componente prin intermediul cărora arborii
mecanismului reductor se sprijină pe carter pentru a le permite:
• fixarea și ghidarea;
• rotația și preluarea eforturilor în timpul funcționării.
Principalele cerințe funcționale sunt:
• funcționarea silențioasă;
• capacitate portantă mare la un gabarit minim;
• durabilitate;
• reglaje minime în exploatare și să permită variațiile de lungime ale arborilor.
În construcția cutiilor de viteze sunt utilizate lagăre cu alunecare (lagăre fluide) și
lagăr e cu rostogolire (rulmenți). Alegerea tipului de lagăr se face în funcție de:
• organizarea transmisiei – carter comun al cutiei de viteze și al punții motoare;
• poziția motorului (transversal sau longitudinal) ce implică utilizarea unui angrenaj
cilindric sa u conic pentru transmisia principală;
• poziția cutiei de viteze – în prelungirea motorului sau în partea inferioară a acestuia;
• tipul și mărimea încărcărilor – radiale, radial -axiale.
Lagărele cu alunecare (fluide) pentru sprijinirea arborilor mecanismului reductor pe
carter sunt utilizate în construcția cutiilor de viteze, deoarece necesită o ungere din abundență
(sub presiune), realizabilă obligatoriu prin utilizarea unei pompe de ulei. Utilizate cu
preponderență ca lagăre la arborele cotit al motorului au fost adoptate și în construcția cutiilor
de viteze amplasate transversal, în partea inferioară ale acestora.
Lagărele cu rostogolire (rulmenți) sunt cele mai răspândite în construcția cutiilor de
viteze, deoarece se adaptează perfect ungerii prin barbota re. Clasificarea rulmenților cutiilor
de viteză și caracteristicile lor generale sunt cuprinse în tabelul 4.1.

Calculul si construc ția automobilului
72
Tabelul 4.1 Tipuri de rulmenți utilizați în cutiile de viteză

În corelație cu prezentările de mai înainte și cu recomandările din tabelul 4.1. în figura 4.5 se
prezintă o sinteză a lagărelor cu rostogolire utilizate în cutiile de viteze.
Tipul rulmentului Capacitatea de a prelua forțe
axiale radiale Rulmenți simplii Rulmenți radiali cu bile pe un
rând cu calea de rulare
adâncă Depinde de
adâncimea
canalelor din
căile de rulare Medie
Rulmenți radiali -axiali cu
bile cu simplu efect Medii într -un
singur sens Medie
Rulmenți radiali -axiali cu
role conice pe un singur rând Mari, într -un
singur sens Mari
Rulmenți radiali cu role
cilindrice pe un singur rând Nule Foarte mari
Rulmenți radiali cu ace Nule Mari Rulmenți compuși
Rulmenți radiali -axiali cu
bile cu dublu efect Medii, în
ambele sensuri Mari
Rulmenți radiali cu role
cilindrice pe două rânduri Foarte mari, în
ambele sensuri Mari

Calculul si construc ția automobilului
73

Figura 4.5
Identificarea tipului de lagăr de rostogolire în cutia de viteze

Rulmenții au în componență elemente de rostogolire – bile, role, ace – montate între
inelul interior și inelul exterior. Inelele sunt solidarizate cu elemente fixe, respectiv mobile,
ale lagărului. În cazul în care gabaritul disponibil este minim, unul dintre inele rulmenților cu
role cilindrice sau cu ace poate să lipsească, astfel încât corpurile de rostogolire sunt în
contact dir ect cu un element exterior (ex. roată liberă), sau interior (ex. arbore secundar).În
acest caz aceste căi de rulare neconvenționale îndeplinesc cerințele severe de calitate și
duritate necesare bunei funcționări.
Montarea rulmenților este dependentă de ti pul lor. La rulmenții cu bile sau cu role
cilindrice nu se montează niciodată cu strângere ambele inele, deoarece există riscul
deteriorării lagărului prin diminuarea jocului de funcționare. Pentru arbore (cazul general al
rulmenților cutiei de viteze) ine lul interior se montează cu “strângere ”, iar inelul exterior cu
“cu alunecare ”.
Rulmenții cu role conice, în general, se montează pe arbore în pereche și în opoziție,
în ”X”. Forțele axiale pot fi preluate și printr -un rulment compus – rulment biconic. Co ncepția
acestui tip de rulment simplifică construcția ansamblului. Jocul de funcționare, determinat
constructiv, este marcat pe rulment, fără a se putea intervenii asupra mărimii lui.

Roțile dințate

Roțile dințate utilizate la cutiile de viteză au dantu ră înclinată, cu profil în evolventă
deoarece asigură sporirea capacității portante a danturii, permite corectarea danturii și
realizează funcționarea fără zgomot.
Roțile dințate cu dinți drepți sunt simple și ieftine dar funcționează zgomotos și se
uzează rapid. Utilizarea lor este limitată de realizarea treptei de mers înapoi, când se folosesc
angrenaje decuplabile cu roți baladoare.
Dantura înclinată se folosește întotdeauna când roțile dințate sunt în angrenare
permanentă. Față de cele cu dinți drepț i sunt mai rezistente, permit micșorarea distanței între
axe, funcționează uniform și cu zgomot redus.
Ca dezavantaje utilizarea danturii înclinate determină apariția forțelor axiale cu
necesitatea preluării lor, iar în utilizarea angrenajelor permanente determină apariția reducerea

Calculul si construc ția automobilului
74
randamentului, prin frecările suplimentare dintre roți și arbore, și lungimea cutiei, prin
introducerea elementelor de cuplare. Unghiul de înclinare are valori cuprinse între 20…300,
crescătoare de la prima spre ultima treaptă de viteză
La roțile dințate ale treptelor superioare, unde rapoartele de transmitere sunt reduse și
roțile au dimensiuni apropiate, se folosește uneori corectarea danturii prin modificarea
unghiului de angrenare de la 200 la 17030’ sau la 140.

Figura 4.6
Soluții de montare a roților libere

În construcția cutiei de viteze, roțile dințate pot fi montate dependente de rotația
arborelui, sau independente (libere) de aceasta. S -a arătat că roțile dependente pot fi executate
împreună cu arbo rele, sau se montează pe arbori prin îmbinări demontabile sau
nedemontabile.
Roțile dințate libere, care prin rigidizare cu arborele secundar formează diferitele
trepte de viteză, se montează fie rezemate direct pe arbore, fie rezemate prin lagăre de
alunecare, sau lagăre de rostogolire (figura 4.6).
În figura 4.6 a. se prezintă soluția de montare a roții libere direct pe canelurile
arborelui intermediar. Pentru diminuarea frecărilor, zona de rezemare a roții pe arbore este
unsă forțat de uleiul centrifug al din canalele din arbore la rotirea arborelui.
În figura 4.6 b., roata liberă se montează pe arborele intermediar prin lagăr de
alunecare. Între roata dințată și arbore se introduce o bucșă de bronz, care înlătură fiecare
dintre piesele de oțel.
În figura 4.6 c. roata liberă se montează pe arbore prin intermediul unui rulment cu ace
într-o soluție constructivă asemănătoare cazului precedent. Ungerea lagărului este făcută
printr -un sistem de canale practicat în roți.
Deoarece roțile libere participă la realizarea treptelor de viteză prin solidarizarea lor cu
arborele de susținere prin intermediul mecanismelor de cuplare, roțile libere sunt prevăzute cu
danturi de cuplare. În vederea unei cuplări ușoare, danturile de cuplare se execută cu module
mici, as tfel ca, la diametre de divizare reduse să se dispună de un număr cât mai mare de dinți.
Roțile dințate din cutiile de viteze se execută din oțel aliat, respectiv oțel aliat superior,
la care se aplică diferite tratamente termice sau termochimice. Miezul dintelui trebuie să fie
tenace, pentru a suporta sarcinile mari de șoc, și suficient de rezistent la încovoiere, iar
suprafețele de contact să fie dure, spre a rezista la uzură.
Mecanisme de cuplare a treptelor

La angrenajele de roți dințate aflate permanent în angrenare, solidarizarea roții libere
pentru realizarea treptei de viteză se face prin mecanisme de cuplare. Necesitatea

Calculul si construc ția automobilului
75
mecanismelor de cuplare este impusă de caracteristicile de funcționare ale cutiei de viteze la
schimbarea treptelor de viteză, când între elementele anterior cuplate și cele care urmează a se
cupla apar viteze unghiulare de rotație diferite. În aceste condiții, pentru evitarea solicitărilor
dinamice de impact la cuplarea treptelor, egaliz area vitezelor unghiulare este posibilă numai
prin manevre de conducere efectuate de conducător.
În figura 4.7 se prezintă construcția unui sincronizator cu blocare Borg -Wagner.
Sincronizatorul este dispus pe arborele secundar 9, între roțile dințate libere 1 și 8. Roțile
dințate sunt prevăzute cu suprafețe de lucru tronconice și cu danturi de cuplare. Manșonul 5 al
sincronizatorului, centrat pe canelurile arborelui secundar, este fix în direcție axială. Pe
circumferința manșonului sunt practicate, la distanțe egale, trei goluri axiale, în care pătrund
penele de 4 ale fixatorului. Manșonul 5 este prevăzut cu dantură exterioară, cu care cuplează
dantura interioară a mufei 3, care, prin deplasare axială, poate angrena cu danturile de cuplare
ale roților 1 sau 8. Penele de fixare 4 sunt prevăzute în mijloc cu niște proeminențe care se
plasează într -un canal strunjit la mijlocul mufei de cuplare 3. Cele trei piese ale fixatorului
sunt susținute în mufa de cuplare de arcurile de expansiune 6.

Figura 4.7
Sincronizator cu blocare

Inelele de sincronizare 2 și 7 sunt piese din bronz. Ele sunt prevăzute cu o dantură
exterioară (dantură de blocare) identică cu danturile de cuplare și cu trei canale frontale, în
care pătrund piesele 4 ale fixatorului, împiedicând rotirea inelului față de manșonul 5.
Folosind notații din figura 4.7 în figura 4.8 sunt prezentate fazele de funcționare ale
sincronizatorului.

Figura 4.8
Fazele de funcționare a sincronizatorului
Dacă mufa de cuplare 3 este deplasată axial, prin fixa torul 4 și arcurile 6 este antrenat și
inelul de sincronizare 7 (din partea deplasării), care vine în contact cu suprafața de tronconică
a roții libere 8 (figura 4.8a). Deoarece lățimea frezărilor din inele de sincronizare este mai
mare decât a pieselor 4 ale fixatorului și anume cu jumătate din grosimea unui dinte de
cuplare, sub acțiunea momentului de frecare are loc o deplasare tangențială a inelului de

Calculul si construc ția automobilului
76
sincronizare față de manșonul 5. Această deplasare face ca dantura de blocare a inelului de
sincroniza re să se interpună în fața danturii mufei împiedicând înaintarea ei (figura 4.8b). În
momentul egalizării vitezelor unghiulare, datorită forțelor tangențiale ce apar între dantura de
blocare și dantura mufei, inelul se rotește și permite deplasarea axială a mufei până
angrenează cu dantura de cuplare a roții libere (figura 4.8c).

Carterul cutiei de viteze

Carterul mecanismului reductor:
• reunește elementele ansamblului cutiei de viteze și le menține în poziția de
funcționare;
• protejează organele interne de mediul exterior și conservă uleiul necesar ungerii și
răcirii elementelor aflate în mișcare relativă;
• permite fixarea ansamblului transmisiei pe carterul motorului în cazul grupului
motopropulsor compact;
• în cazul transmisiilor organizate după soluția totul față, înglobează mecanismele
centrale ale punții motoare: transmisia principală și diferențialul.
Carterul cutiei de viteze trebuie să îndeplinească următoarele cerințe:
• să fie rigid și ușor, etanș;
• bine ventila t pentru a evita suprapresiunea internă la creșterea temperaturii în
funcționare;
• puțin mai zgomotos prin evitarea amplificării vibrațiilor provenite de la angrenaje și
de motor;
• să evacueze rapid căldura în timpul funcționării.

Concepția tehnologică a carterului cutiei de viteze
Concepția carterului cutiei de viteze se face ținând seama de:
• satisfacerea rolului funcțional;
• tipul de organizare a echipamentului motopropulsor și poziția cutiei (longitudinală,
transversală);
• seria de fabricație;
• posibil itățile tehnologice;
• derivatele opționale ale cutiei de bază (4×2 față, spate sau integrală).
Deși carterul satisface diferite cerințe de fabricare, el poate fi necorespunzător din
punct de vedere al zgomotului în funcționare. Aceasta se datorează în gen eral vibrațiilor emise
de angrenaje, vibrații care pot fi amplificate prin efectul de “membrană ” al unora dintre părțile
laterale ale carterului. Diminuarea zgomotului se face printr -o nervurare corespunzătoare a
pereților ansamblului.
În stare de proiect, carterul cutiei de viteze nu satisface decât rolurile principale
enumerate. Tehnologia adoptată de constructor poate să -i confere în plus un raport de
calitate/preț optim. Complexitatea, forma și aspectul pieselor variază în funcție de: materialele
utiliz ate (aluminiu sau fontă) procedeul de turnare a semifabricatelor.
Alegerea materialului depinde atât de aspecte funcționale cum ar fi încărcare, zgomot,

Calculul si construc ția automobilului
77
cât și de aspecte tehnologice ca producția zilnică, procedeul de turnare și tehnologia de
uzinare disponibilă . De regulă, în construcția unui carter al cutiei de viteze, datorită
dificultăților de obținere a calităților suprafețelor la uzinare cu aceeași viteză de așchiere și
modificării diferențiate a formei și dimensiunilor la creșterea temperaturii , se utilizează un
singur tip de material.
Carterele cutiilor de viteze ale autoturismelor și autoutilitarelor ușoare se toarnă din
aliaje de aluminiu. Compoziția chimică depinde de procedeul de turnare. Astfel se utilizează
aliajul:
• AS10U4 la turnarea sub presiune a pieselor de serie mare;
• AS9U4 la turnarea statică în cochilă metalică a pieselor de serie medie;
• AS5U3 la turnarea în formă de nisip a pieselor prototip și serie foarte mică.

Ventilația carterului
Frecările dintre elementele aflate în mișcare relativă sporesc temperatura internă, ceea
ce determină dilatarea aerului și creșterea presiunii. La valori mari, creșterea presiunii poate
deforma garniturile de etanșare, provocând pierderi de ulei. Temperatura poate urca până la
150°C și poate atinge c hiar 170°C (la nivelul suprafețelor de frecare ale sincronizatoarelor).
Pentru a evita scurgerile de ulei, cutiile de viteze sunt echipate cu o supapă de aerisire,
ce permite ieșirea sau intrarea aerului, dar oprește trecerea particulelor solide sau lichi de.
Amplasarea supapei se face în partea superioară a carterului, într -o zonă în care aceasta este
protejată de stropii de ulei.

Etanșarea carterului cutiei de viteze
La asamblarea elementelor ce constituie cutia de viteze există două tipuri de etanșări:
• etanșări între elementele statice (ce formează carterul cutiei de viteze);
• etanșări între elementele cu mișcare relativă (arbori, axe și carter).
Tipul de etanșare între elementele statice depind de abaterile admise între componentele
ansamblului. În cazul preciziei necesare mari (pentru semicartere) se utilizează o pastă de
elastomer, ce formează un filtru etanș între microneregularitățile suprafețelor frezate aflate în
contact. În cazul etanșării capace/carter se utilizează garnituri din:
• hârtie;
• elastom er de formă toroidală;
• mastic de etanșare în cazul unor capace din tablă ambutisată.
Când este necesară etanșarea arborilor de transmisie intrare și ieșire sau a axelor de comandă,
se apelează la manșetele de etanșare cilindrice cu una sau cu două margini de etanșare.
Materialele utilizate în construcția acestora sunt dependente de regimul termic maxim al
ansamblului cutiei de viteze: nitril (90°C), poliacrilat (120°C) etc.

Construcția carterului cutiei de viteze
Carterul asamblat (figura 4.9) reprezintă o soluție specifică transmisiilor
autoturismelor și autoutilitarelor ușoare organizate după soluția totul față, cu motorul
amplasat longitudinal sau transversal.
Uzinarea este mai complexă decât cazul carterului monobloc, deoarece se are în
vedere existența unor suprafețe suplimentare cum ar fi cele de asamblare și cele de centrare a
elementelor componente.
Carterul asamblat poate fi obținut prin turnare sub presiune (conferă pieselor finite:

Calculul si construc ția automobilului
78
precizie mare, rigiditate satisfăcătoarele și masă redus ă) a elementelor componente.
Carterul asamblat al cutiilor de viteze longitudinale satisface toate soluțiile de
organizare a transmisiei care sunt folosite când motorul este amplasat longitudinal: clasică,
totul față sau integrală. Construcția este realiz ată din două semicartere ce conțin în planul de
asamblare axele arborilor.

Figura 4.9
Carterul asamblat al cutiei de viteze

Carterul asamblat al cutiilor de viteze (figura 4.9) este constituit din două sau din trei
elemente care au suprafețele de asamblare perpendiculare pe axele arborilor.Soluția cu două
elemente este specifică cutiilor de viteze cu doi arbori și cinci trepte.
Elementele ansamblului sunt:
• carter ambreiaj și mecanismele centrale ale punții motoare;
• carter mecanism reductor cutie de viteze și capac treapta a V -a (doi arbori, cinci
trepte).

Ungerea cutiei de viteze

Ungerea componentelor cutiei de viteze este necesară pentru diminuarea pierderilor de
energie prin frecare și a uzurii componentelor cutiei de viteze și pentru evacu area căldurii.
Modul în care se realizează ungerea în cutiile de viteze este dependent de poziția cutiei
de viteze în raport cu motorul.
Pentru asigurarea ungerii, roțile dințate ale arborelui (arborilor) inferior sunt parțial
imersate în ulei, asigurând în acest fel ungerea danturii aflate în contact. Centrifugarea
uleiului provoacă o pulverizare a acestuia asupra tuturor organelor interne și proiectarea unei
cantități pe pereții carterului. Acest contact cu carterul contribuie în mare parte la răcirea
uleiului.
În plus, centrifugarea antrenează o circulație de ulei din centru către periferia
pinioanelor. Pentru a valorifica acest fenomen, un alezaj practicat în interiorul arborilor
permite aspirarea uleiului prin centrul arborelui, realizând astfel unge rea alezajelor roților
libere. Ungerea părților frontale ale pinioanelor libere se face frecvent prin practicarea unui
canal circular excentric pe fața opusă mecanismului de cuplare, canal care asigură o circulație
de ulei satisfăcătoare.
Nivelul uleiului în baia de ulei a cutiei de viteze este controlat frecvent prin
poziționarea bușonului de umplere pe unul din pereții laterali la o înălțime precis determinată
de constructor prin teste complexe. La partea inferioară a carcasei se găsește un bușon de
golire, care este prevăzut de cele mai multe ori cu un magnet ce colectează particulele
metalice.

Calculul si construc ția automobilului
79
4.3. Dimensionarea geometrico -cinematică

Această etapă cuprinde determinarea numărului de dinți ai roților care compun
angrenajele, predimensionarea modulului danturii, determinarea distanței între axe și a
elementelor geometrice ale roților și angrenajelor.
În aceste condiții, pentru calculele de predimensionare se recomandă ca pentru modulul
danturii roților dințate să se adopte valori similare ale tipurilor e xistente și care s -au dovedit
corespunzătoare.
Momentul se determină funcție de momentul la arborele secundar M s pentru treapta
a I-a:

] [80,6429,023,228,3201 1 mN i M Mcv cv M s    (4.1)
unde:
• MM = 320,28 [N·m]: momentul maxim al motorului;
• icv1 = 2,23 : raportul de transmitere a treptei întâi de viteze;
• icv = 0,9 – randamentul cutiei de viteze.

Se adoptă conform STAS 821 -82 modulul normal, m n = 2 [mm] (modulul în funcție
de momentul motor și diametrul Pitch).
Determinarea distanței dintre axe și a n umerelor de dinți ai roților dințate se face
ținând seama de:
• realizarea, pe cât posibil, a rapoartelor de transmitere determinate din condițiile de
conlucrare motor -transmisie, având în vedere faptul că roțile dințate au un număr
întreg de dinți;
• obținere a dimensiunilor minime de gabarit prin alegerea, pentru roata cu cel mai mic
diametru, a numărului minim de dinți.
Pentru roțile dințate ale cutiilor de viteze cu doi arbori, numărul de dinți ale roților de pe
arborele primar sunt date de relația:

cvk nk w
ki maz1cos 2 (4.2)

iar pentru cele ale arborelui secundar:

cvk ncvk k w
ki mi az1cos 2!  (4.3)

unde:
• β unghiul de înclinare de divizare al angrenajului, β = (25°…45°); se adoptă β = 25°;
• icvk este raportul de transmitere al treptei k de viteze;
• aw reprezintă di stanța dintre axele arborilor dată de formula:
][84.177 263 mm M aM w 
. (4.4)
Valoarea distanței este standardizată și se adoptă valoarea a w = 178 [mm].

Calculul si construc ția automobilului
80
Tabel 4.2
Treapta de viteză Număr dinți roată dințată
arbore primar Număr dinți roată dințată
arbore secundar
I 35 78
II 41 73
III 47 66
IV 54 60
V 60 54

Calculul rapoartelor reale de transmisie pe trepte :
kk
zzu'

; (4.5)
Tabel 4.3
Treapta de viteză Raport de angrenare real
I 2.229
II 1.78
III 1.404
IV 1.111
V 0.9

Recalcularea unghiului de înclinare pe trepte:
 ]2)1(arccos1
wk nauzm 
; (4.6)
Tabel 4.4
Treapta de viteză Unghi beta recalculat
I 19,667
II 18,195
III 19,667
IV 18,195
V 18,192

Calculul modulului frontal pe trepte:
cosn
tmm
= 3,186 [mm]; (4.7)

Calculul diametrelor de divizare ale pinioanelor:
d = z · mt (4.8)

Calculul si construc ția automobilului
81
Calculul diametrelor de divizare ale roților:
d’ = z’ · m t (4.9)
Valoarea înălțimii capului dintelui:
han= m t = 3,186 [mm] (4.10)

Valoarea înălțimii jocului la fundul dintelui:
cn = 0,25 · m t = 0,796 [mm] (4.11)

Diametrul de picior al pinioanelor:
df = d – 2·(h an + cn) (4.12)

Diametrul de picior al roților:
d’f = d’ – 2·(h an + cn) (4.13)

Diametrul de vârf al pinioanelor:
da = d + 2·(h an + cn) (4.14)

Diametrul de vârf al roților:
d’a = d’ + 2·(h an + cn) (4.15)

Tabel 4.5 Valori ale calculului angrenajelor cutiei de viteze
Treapta
de
viteză
u
β1
[°]
d
[mm]
d’
[mm]
df
[mm]
d’f
[mm]
da
[mm]
d’a
[mm]
I 2,229 19,667 111,504 248,496 109,004 145,996 116,504 253,496
II 1,78 18,195 129,474 230,526 126,974 228,026 134,474 235,526
III 1,404 19,667 149,735 210,265 147,235 207,765 154,735 215,265
IV 1,111 18,195 170,526 189,474 168,026 186,974 175,526 194,474
V 0,9 18,195 189,474 170,526 186,974 168,026 194,474 175,526

Calculul lățimii roților dințate se face în funcție de un coeficient de lățime a danturii, ψa, care
pentru treapta de precizie 7 -8 se determină cu:

155,02
ua (4.16)
Lățimea roții de pe arborele secundar
b’ = aw · ψa (4.17)

Lățimea roții de pe arborele primar
b = b’ + 0,5· m n (4.18)

Valorile lățimii roților sunt prezentate în tabelul 4.6.
Tabel 4.6 Lățimea roților angrenajelor din cutia de viteze
Treapta de
viteză Ψa b b’
I 0,341 61,327 62,827
II 0,396 71,211 72,711
III 0,458 82,354 83,854
IV 0,521 93,789 95,289
V 0,579 104,211 105,711

Calculul si construc ția automobilului
82
4.4 Calculul forțelor din angrenajele cu roți dințate

Angrenajele cutiilor de viteze se verifică prin calcul la încovoierea dinților și la
presiunea de contact, în condițiile solicitării sub acțiunea sarcinilor de regim și sarcinilor
dinamice (sarcini de vârf).
Pentru calculul danturii există mai multe metode, dintre care cea mai frecvent folosită
este metoda lui Lewis. Această metodă consideră că întregul moment se transmite prin
intermediul unui dinte, considerat ca o grindă încastrată și că asupra dintelui acționează forța
normală F n după linia de angrenare N -N și este aplicată la vârful dintelui. Forța nominală se
distribuie pe fâșia de contact dintre dinții aflați în angrenare producând ca solicitare
principală presiuni specifice de contact. În funcție de momentul de torsiune M t al arborelui,
forța tangențială se determină cu relația:
dMFt
t2
(4.19)
Mt = M m · icvk (4.20)
unde:
• Mm = 320.28 [N·m] reprezintă momentul motor maxim;
• Mt reprezintă momentul de torsiune la arborele roții conducătoare a angrenajului;
• d este diametrul de divizare al roții dințate.

Fig.6.10
Definirea forțelor din roțile dințate cilindrice cu dantură înclinată

Forța nominală se calculează cu formula:
1 cos cost
nFF
(4.21)

Componenta radială care solicită dintele la compresiune (tabelul 4.7) se calculează cu
formula:

1 costgFFt
r (4.22)

Componenta axială, care nu determină solicitări asupra dintelui se calculează cu formula:
Fa = F t · tgβ1 (4.23)

Calculul si construc ția automobilului
83
Tabel 4.7 Valorile momentului de torsiune și a forțelor care solicită dintele
Treapta de
viteză Mt
[N·m] Ft
[kN] Fn
[kN] Fr
[kN] Fa
[kN]
I 713,6 12,8 33,31 30,41 4,57
II 566,4 8,75 22,57 20,6 2,88
III 451,2 6,03 15,68 14,32 2,15
IV 358,4 4,2 10,84 9,9 1,38
V 288 3,04 7,84 7,16 1

4.5 Calculul arborilor și calculul recțiunilor

Arborii sunt solicitați la torsiune și la încovoiere sub acțiunea forțelor din organele
susținute (roți dințate, elemente de cuplare) și organele de susținere (lagăre). Metodologia de
calcul al arborilor cutiilor de viteze cuprinde determinarea schemei de încărcare a arborilor,
calculul reacțiunilor, calculul momentelor de torsiune și încovoiere, determinarea mărimii
secțiunilo r și verificarea la rigiditate.

Predimensionarea arborilor cutiei de viteze

Parametrii principali ai cutiei de viteze cu arbori ficși se stabilesc în funcție de distanța
dintre arbori, a w, calculată la punctul 4.4 și stabilită definitiv după alegerea modulului și
dimensiunilor roților dințate. Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu ajutorul
relațiilor:
• la arborele primar
➢ diametrul exterior
338,2M p M d 35 [mm]; se adoptă dp = 35 [mm];
➢ diametrul interior al arborelui primar în zona canelată unde se montează
ambreiajul
3
2,0taa
M p M d 29 [mm]; se adoptă dp = 29 [mm]; (4.24)
➢ lungimea între reazeme lp = d pe / (0,16…0,18) rezultă lp = (150…168,75) [mm];
se ado ptă lp = 150 [mm];
• la arborele secundar
ds = (0,3…0,45)·a w = (48…72) [mm]; se adoptă d s = 54 [mm]; (4.25)
➢ lungimea între reazeme ls = d s / (0,18…0,21) rezultă ls = (257,14…300) [mm];
se adoptă ls = 260 [mm];

Arborii cutiilor de viteze sunt solicitați la încovoiere și torsiune. Pentru calculul efortului
unitar pe fiecare treaptă a celor doi arbori este necesar determinarea modulului de rezistență la
torsiune și încovoiere.

• pentru arborele primar
➢ la torsiune Wt = 0,2 · dp3 = 8575 [mm3] = 8,575 [cm3];
➢ la încovoiere Wi = 0,1 · d p3 = 4287[mm3] = 4,287 [cm3];
• pentru arborele secundar

Calculul si construc ția automobilului
84
➢ la torsiune Wt = 0,2 · d s3 = 31492 [mm3] = 31,492[cm3];
➢ la încovoiere Wi = 0,1 · d p3 = 15746 [mm3] = 15,746 [cm3];
Calculul eforturilor unitare pe fiecare treaptă, tabelul 4.8, se determină cu relațiile:
• la torsiune
tt
tWM [daN/cm2]; (4.26)
• la încovoiere [daN/cm2]. (4.27)
unde Mt a fost calculat conform (4.20) și prezentat în tabelul 4.7.

Tabel 4.8 Eforturi unitare pe fiecare treaptă a arborilor cutiei de viteze

Treapta de
viteză Arbore primar Arbore secundar
Efort unitar
torsiune
[daN/cm2] Efort unitar
încovoiere
[daN/cm2] Efort unitar
torsiune
[daN/cm2] Efort unitar
încovoiere
[daN/cm2]
I 832,18 1666,51 226,59 453,19
II 660,52 1322,74 179,85 359,48
III 526,18 1053,71 143,27 286,54
IV 417,95 836,99 113,80 227,61
V 335,86 672,58 91,45 182,90

Valorile eforturilor unitare calculate se încadrează în plaja de valori ale eforturilor
unitare admise, care pentru arborii primari trebuie să fie cuprinse în intervalul (1000…2800)
[daN/cm2], iar pentru arborii secundari în intervalul (1200…4000) [daN/cm2].

it
iWM

Calculul si construc ția automobilului
85

CAPITOLUL 5
TEMA SPECIALĂ
OPTIMIZAREA PROCESULUI DE INJECȚIE LA M.A.C.

5.1 Introducere

Cercetările și dezvoltările în ceea ce privește procesul de injecție la motoarele cu
apindere prin comprimare au dus la dezvoltarea unui nou sintem de injecție foarte performant,
cu ajutorul căruia s -a reușit realizarea unor motoare cu aprindere prin comprimare flexibile,
cu performanțe ridicate, cu emisii de gaze de evacuare care respectă ultimile norme de
protecție a mediului și cu un consum redus.
Acest siste m de injecție este numit Common Rail și este prezentat în lucratea de față.
Este interesant faptul că acest concept tehnologic, ’’Common Rail’’ este aproape de
vechi ca și motorul Diesel în sine. A fost visul Dr. -ului Rudolf Diesel să pulverizeze praf de
cărbune în cilindru prin comprimarea aerului într -un rezervor sub presiune, care reprezintă de
fapt Common Rail -ul de astăzi. El a realizat că este mai convenabil să comprime combustibil
lichid în rezervor. Astfel s -a născut principiul Common Rail pentru combustibil lichid.
Un sistem bazat pe principiul Common Rail a fost introdus de Vickers în 1913 pentru
Atlas Imperial Company, dar nu s -a dovedit practic pentru o scară largă de exploatare,
existând multe retrageri din proiectare și producție pentru acest sistem.
Acest concept a așteptat un timp îndelungat până când controlul electronic, progresul
în ceea ce privește materialele și tehnicile inginerești de precizie au fost îmbunătățite.
În zilele noastre, tehnologia Common Rail a devenit sinonimă cu emisii poluante
scăzute și performanțe ridicate a motoarelor Diesel, datorită progresului în ceea ce înseamnă
controlul electronic.

5.2 Direcții de optimizare și modernizare a sistemului de injecție

Prin optimizarea sistemului de injecție se urmărește:
• O reduc ere a zgomotului
• Emisii poluante treduse
• Consum de combustibil redus
• Performanțte ridicate ( un moment mai mare la turații scăzute)
Se poate spune că se realizează o optimizare dinamică a proceselor de injecție,
deoarece prin implementarea sistemului de in jecție Common Rail s -a realizat o automatizare a
sistemului de injecție convențional. Aceasta este o optimizare multivariabilă simultană, care
reprezintă un fel de analiză, statistică utilizată pentru realizarea cerințelor de mai sus, fiind
bazată pe proi ectarea experimentală.

5.2.1 Reducerea zgomotului

Zgomotul de combustie este rezultatul creșterii rapide a presiunii în cilindru.
La motoarele Diesel, combustia nu începe imediat după injectarea combustibilului în
camera de ardere. Inițial, picăturile fine de combustibil vaporizează, apoi se formează
amestecul. Pe durata întârzierii startului injecției fața de aprindere, o cantitate mare de
combustibil este injectată în camera de ardere. Aprinderea și creșterea presiunii devin mai
violente datorită creș terii cantității de combustibil disponibil.

Calculul si construc ția automobilului
86
Pentru a reduce zgomotul produs de combustie, este necesar să se reducă timpul de
ardere, care este suma timpului de vaporizare și timpul de formare al amestecului.
Vaporizarea mult mai rapidă a motorinei, rata d e formare al amestecului și reducerea timpului
de ardere implică creșterea temperaturii și presiunii în cilindru. Această creștere poate fi
realizată prin injectarea unei cantități mici de combustibil înainte de startul injecției
principale.

5.2.2 Reducer ea poluării

Standardele de reducere a poluării fac referiri la următorii poluanți:
• Oxizi de azot(NO X)
• Particule
• Monoxid de carbon(CO)
• Hidrocarburi nearse(HC)
Oxizii de azot(NO X) sunt produși de oxidarea azotului în aer. Această reacție apare la
tempera turi foarte înalte(> 18000C) când există un exces de aer considerabil.
Pentru a limita emisiile de noxe, este folosit un dispozitiv care permite recircularea
gazelor de ardere(EGR), controlat electronic. El realizează un control precis al cantității de
gaze de ardere trimise înapoi în motor. Dacă această cantitate este prea mică, nu se realizează
o optimizare, iar dacă este prea mare rezultă o creștere a emisiilor de fum și funingine.
Emisii de noxe mai mici se pot obține deasemenea prin tratarea gazelor în convertoare
catalitice. Principiul constă în reducerea moleculelor de NO X formate pe timpul arderii prin
obținerea moleculelor de oxigen pe de o parte și molecule de azot pe de altă parte. Motorina
se comportă ca un catalizator pentru reducerea NO X. Pentr u reducerea NO X în convertoare
catalitice, o mică cantitate de motorină este injectată exact după deschiderea supapei de
evacuare (post injecția).
Particulele. Fumul si funinginea sunt rezultatul unei pulverizări sărace de combistibil
în camera de arede. P icăturile mari de combustibil pulverizat necesită un timp mare pentru
vaporizare. Dacă acest timp devine prea lung, partea din mijloc a picăturii nu va avea timp să
se vaporizeze. Sub efectul temperaturii înalte(>18000C) în interiorul camerei de ardere,
moleculele de combustibil nevaporizate suferă o cracare. Acest fenomen produce compuși de
carbon solid, care constituie funinginea si alte fenomene caracteristice motoarelor Diesel.
Injecția directă la presiuni foarte mari, permite utilizarea unor orificii d e pulverizare a
combustibilului foarte mici. Aceasta rezultă într -un grad de pulverizare care să permită o
vaporizare completă a picăturilor de combustibil, conducând astfel la reducerea formării de
particule si funingine.
Hidrocarburi nearse (HC). Hidroca rburile nearse sunt rezultatul oxigenului insuficient
( o distribuție neuniformă a combustibilului), sau datorită injecției în regiunile reci ale
camerei de adrere (când combustibilul atinge pereții camerei de ardere). Camerele de
combustie toroidale, comb inate cu injecția directă face posibilă obținerea:
• Unui nivel de turbulență ridicat care asigură o bună distribuție a
combustibilului în interiorul camerei de ardere. Formarea zonelor îmbogățite
unde hidrocarburile nearse își au originea, sunt evitate.
• O cameră de ardere compactă a căror pereți sunt destul de încălziți pentru a
preveni formarea hidrocarburilor nearse.
Monoxidul de carbon(CO). Prezența monoxidului de carbon în gazele de ardere, este
rezultatul unei oxidări incomplete a carbonului din motori nă. Această oxidare incompletă este
rezultatul faptului că combustia are loc atunci când amestecul este bogat. Motoarele Diesel
funcționează cu exces de aer, și emisiile de CO sunt ridicate. Limitarea emisiilor de CO este
posibila prin eliminarea zonelor c u amestec îmbogățit în interiorul camerei de ardere. Pentru a

Calculul si construc ția automobilului
87
realiza acest lucru este necesară o cameră de ardere cu o geometrie care să asigure un nivel
înalt de turbulență.

5.2.3 Reducerea consumului de combustibil

Reducerea consumului de combustibil este obținută prin îmbunătățirea controlului
combustiei, prin adaptarea curgerii combustibilului, timpului si presiunii de injecție în funcție
de cererea motorului, la toate regimurile de funcționare.
Comparativ cu sistemul convențional de ardere, sistem ul Common Rail conferă o
flexibilitate în exploatare, permițând un reglaj exact al curgerii combustibilului, timpului de
injecție, cantității injectate și presiuni în acord cu nevoia motorului pentru toate regimurile de
funcționare

5.2.4 Performanțe ridic ate

Prin creșterea momentului la turații scazute, se pot injecta cantități mai mari de
combustibil la turații reduse ale motorului. Cantitatea injectată este proporțională cu timpul de
injecție, și cu rădăcina pătrată din presiunea de injecție. Pentru a crește fluxul de combustibil
este necesar să mărim presiunea de injecție, în timp ce timpul de injecție este limitat.
Toate aceste cerințe, de reducere a zgomotului produs de motor, de reducere a
emisiilor poluante, a consumului de combustibil dar si creșt erea performanțelor motorului,
sunt îndeplinite prin utilizarea sistemului de injecție Common Rail, prezentat în capitolul
următor.

5.3 Sistemul de injecție Common Rail la m.a.c.
5.3.1 Principiul de funcționare

Generarea presiunii și injecția de combusti bil sunt complet independente una de alta la
injecția de combustibil ” Common Rail”. Presiunea de injecție este generată independent de
viteza motorului și cantitatea de combustibil injectat. Combustibilul este acumulat sub
presiune în acumulatorul de îna ltă presiune (rampa comună), fiind oricând pregătit pentru a fi
injectat. Cantitatea de combustibil injectată este determinată de conducător, startul injecției
cât si presiunea de injecție sunt calculate de ECU( engine control unit -calculatorul motorului)
pe baza cartogramelor din calculator. Calculatorul dă un impuls solenoidului injectorului,
astfel, injectoarele fiecărui cilindru injectează cantitatea de combustibil corespunzătoare.
Acest sistem format din calculator și senzori pentru injecția „Common R ail” cuprinde (fig.
5.1):

• calculator de injecție (ECU – Engine Control Unit)
• senzor turație motor
• senzor poziție arbore cu came
• senzor poziție pedală de accelerație
• senzor presiune de supraalimentare
• senzor presiune rampă
• senzor temperatură motor
• senzor debit masic de aer (debitmetru)

Utilizând semnalele de intrare de la senzori, calculatorul inregistrează cererile
șoferului (poziția pedalei de accelerație) și definește regimul instantaneu optim al motorului și
al vehiculului ca un întreg. El procesează semnalele care au fost generate de senzori prin
intermediul rețelei de linii de date. Pe baza acestor informații, el poate interveni prin ciclul

Calculul si construc ția automobilului
88
închis sau deschis de control asupra motorului. Turația motorului este măsurată de senzorul de
turație, iar sen zorul de la arborele de distibuție determină secvența de aprindere. Semnalul
electric generat prin intermediul unui potențiometru în modulul pedalei de accelerație
informează calculatorul cât de mult a fost eliberată pedala de accelerație, cu alte cuvinte
informează calculatorul despre necesarul de moment. Debitmetrul oferă calculatorului date
instantanee referitoare la curgerea aerului în măsura în care combustia poate fi adaptată pentru
a respecta normele referitoare la emisii poluante. În măsura în care motorul este echipat cu o
turbină cu gaze, și regulator de suprapresiune, senzorul de suprapresiune măsoară deasemenea
și suprapresiunea. La temperaturi scăzute ale mediului ambiant și cu motorul rece,
calculatorul utilizează informațiile de la senzorul d e temperatură al lichidului de răcire și al
aerului pentru a stabili valorile optime pentru pornirea injecției, a postinjecției, și a
parametrilor necesari mai departe la regimurile de funcționare particulare.
În figura 5.1 este arătat un exemplu de motor echipat cu instalatie de injecție Common
Rail, și deasemenea diferite componente din instalație.

Fig.5.1 Sistem de injecție diesel cu rampă comună [16]

Componentele sistemului de injecție:
1. debitmetru de aer
2. calculator injecție
3. pompă de înaltă presiune
4. rampă c omună (acumulator de înaltă presiune)
5. injectoare
6. senzor turație motor
7. senzor temperatură motor
8. filtru motorină
9. senzor poziție pedală de accelerație
Funcțiile de bază controlează injecția de combustibil pentru a avea loc la momentul potrivit,
în cantitatea optimă și la presiunea optimă. Sunt asigurați acești parametri pentru a asigura nu
numai o funcționare lină a motorului, dar și economică.

Calculul si construc ția automobilului
89
5.3.1.2 Funcți ile auxiliare

Funcțiile de control auxiliare în buclă închisă și deschisă servesc la scăderea atât a
emisiilor de gaze de ardere, cât și a consumului de combustibil, dar și la creșterea siguranței
în funcționare. Ca exemple se pot enumera sistemele de recirculare a gazelor de ardere
(EGR), controlul suprapresiunii, controlul vitezei de croazieră, etc. Rețeaua de linii de date
(CAN) permite schimbul de date cu alte sisteme ale unui vehicul cum ar fi ABS, controlul
stabilității, controlul transmisiei, etc . În timpul unei diagnoze a vehiculului, o interfață de
diagnoză permite evaluarea datelor înregistrate în sistem.

5.3.2 Caracteristicile injecției
5.3.2.1 Caracteristicile injecției convenționale

Sistemele de injecție convenționale, au în comun cu inje cția de combustibil de azi numai faza
principală de injecție, fără injecția pilot și faza de post injecție. Prin introducerea ventilelor
electromagnetice, dezvoltările au evoluat datorită introducerii fazei de injecție pilot. La
injecția convențională, gen erarea de presiune si cantitatea de combustibil injectată sunt
dependente una de cealaltă. Aceasta are următoarele efecte asupra injecției:
• Presiunea crește odată cu creșterea turației și a cantității de combustibil injectat.
• De-a lungul procesului de inje cție, presiunea de injecție crește și apoi scade la
presiunea de închidere a pulverizatorului injectorului la sfârșitul injecției
Consecințele sunt următoarele:
• Cantități mici de combustibil sunt injectate cu presiune mică după care se injectează o
cantitate mare de combustibil (fig5.2)
• Presiunea maximă de injecție este mai mult decât dublă decât presiunea de injecție
principală
• Caracteristica de injecție este practic triunghiulară

Fig5.2 Injecția convențională
Pm-presiunea de injecție medie, p s-presiunea maximă
Maximul de presiune este decisiv pentru încărcarea mecanică a componentelor pompei
de injecție. La sistemul convențional de injecție presiunea maximă este decisivă pentru
calitatea amestecului combustibil format în camera de ardere.

Calculul si construc ția automobilului
90
5.3.2.2 Caracteristicile de injecție pentru sistemul de injecție Common -Rail

Comparativ cu caracteristicile injecției convenționale, există următoarele cerințe
referitoare la caracteristicile injecției ideale:
➢ Cantitatea de combustibil injectată și presiunea de injecție trebuie să fie
independente una de alta, și definite pentru fiecare regim de funcționare al unui
motor( conferă o libertate mai mare în obținerea unui amestec aer/combustibil
optim)
➢ La începutul procesului de injecție, cantitatea de combustibi l injectată trebuie
să fie cât mai mică posibil( pe perioada întârzierii la autoaprindere)
Aceste cerințe sunt îndeplinite de sistemul de injecție Common Rail cu injecție pilot și
injecție principală(fig5.3)

Fig.5.3 Sistemul de injecție Common Rail cu injecție pilot și injecție principală

Pm-presiunea de injecție medie, P R-presiunea în rampa comună
Sistemul Common Rail este un sistem modular,și cuprinde următoarele componente
responsabile de realizarea caracteristic ilor optime de injecție.
• Injectoarele controlate electronic
• Acumulatorul de presiune(rampa comună)
• Pompa de înaltă presiune
Deasemenea aceste componente, pentru o funcționare optimă a sistemului, necesită
existența unei unități de control electronic(calcul ator), a unui senzor de turație pentru arborele
cotit și a unui senzor pe arborele cu came(senzor de fază).

5.3.3 Sistemul de alimentare cu combustibil

Sistemul de alimentare cu combustibil al sistemului de injecție Common Rail (fig.5.4)
este alcătuit din partea de joasă prsesiune pentru livrarea combustibilului, partea de înaltă
presiune pentru livrarea presiunii înalte și ECU.

Calculul si construc ția automobilului
91

Fig 5.4 Sistemul de alimentare cu combustibil [20]
Componenta sistemului rampa comuna (exclusiv partea de inalta presiune):

• pompa de inalta presiune;
• rampa comuna de combustibil care in general este un tub metalic, dar poate fi si sub
forma unei sfere;
• pompa de transfer care la sistemele mai noi este corp comun cu pompa de inalta .
Primele sisteme common rail aveau pompa de t ransfer montata in rezervor, separat de
pompa de inalta presiune;
• regulator de de debit montat pe pompa de inalta presiune (nu au toate sistemele); in
functie de presiunea de consemn comandata de ECU, regulatorul de debit regleaza
cantitatea de combustibil care intra in pompa de inalta, prin descarcarea execesului in
retur catre rezervor.
• regulator de presiune, corp comun cu pompa de inalta presiune; descarca excesul de
combustibil in retur in functie de presiunea creata de pompa de inalta in rampa comuna.
• senzor de presiune montat pe rampa comuna; monitoreaza permanent presiunea din rampa
de combustibil si transmite informatiile catre ECU.
• injectoare electromagnetice (sistemele anterioare pana la Euro 4 ) sau injectoare
piezoeletrice (de la Euro V);
• supapa de suprapresiune montata in rampa ( in functie de sistem, Bosch nu are, Denso
are); descarca excesul de combustibil in retur in cazul in care in rampa se atinge o
valoarea maxima a presiunii (ex. 1600 bari);
• calculatorul de injectie; reprezinta creierul si stemului rampa comuna care comandata
timpul de deschidere al injectoarelor, pe baza diverselor marimi de intrare (ex.
temperatura lichid racire, pozitie pedala acceleratei etc);
• senzor de temperatura combustibil montat de obicei pe pompa de inalta presiune (
sistemele mai vechi nu au acest senzor);
• conducte metalice de legatura ( pompa – rampa, rampa – injectoare);

Calculul si construc ția automobilului
92

5.3.3.1 Circuitul de joasă presiune

Circuitul de joasă presiune al sistemului Common Rail cuprinde:
• Rezervorul de combustibil cu prefiltrul
• Pompă de alimentare
• Filtru combustibil
• Tubulatura de joasă presiune

5.3.4 Pompa de înaltă presiune

Pompa de înaltă presiune fig (5.5) reprezintă interfața dintre circuitul de înaltă
presiune și circuitul de j oasă presiune. Pentru toate regimurile de funcționare pompa este
răspunzătoare de livrarea combustibilului cu presiunea adecvată. Ea generează presiune
continuu în acumulatorul de presiune, aceasta însemnând că în contrast cu sistemul
convețional de injecț ie, combustibilul nu va fi comprimat pentru fiecare proces de injecție în
parte.

Fig5. 5 Pompa de înaltă presiune

1-arbore de antrenare, 2 -cameră excentrică, 3 – elementul de pompare, 4 -camera elementului
de pompare, 5 – supapă de aspirație, 6 -supapă de întrerupere, 7 – supapă de evacuare, 8 –
etanșare, 9 – conexiune de înaltă presiune cu rampa, 10 – supapă control presiune, 11 – supapă
cu bilă, 12 – retur combustibil, 13 – intrare combustibil în pompă, de la pompa de alimentare,
14- supapă siguranță cu ventiș de laminare, 15 – secțiunea de presiune joasă a elementului de
pompare
În interiorul pompei, combustibilul este comprimat cu ajutorul a 3 pistonașe radiale
care formează înre ele un unghi de 1200. Din moment ce la fiecare rotație a arborelui pompei
au loc 3 curse ale pistonașelor, este generet un moment fară variații bruște, astfel pompa este
supusă la solicitări uniforme. Aceasta înseamnă că sistemul Common Rail realizează o
încarcare mai mică a pompei decât în cazul convențional.
Principiu de funcționare . Prin intermediul unui filtru cu separator de apă, pompa de
alimentare cu combustibil, pompează combustibil din rezervor către pompa de înaltă presiune
prin ștuțul de intrare (13). Pompa de alimentare împinge combustibilul prin supapa de

Calculul si construc ția automobilului
93
siguranță (14) a pompei de înaltă presiune în circuitul de lubrifiere ți răcire al pompei.
Arborele de antrenare (1) cu came excentrice (2) deplasează cele 3 pistonașe (3) în sus și în
jos în acord cu forma camei. Din moment ce presiunea combustibilului depășește presiunea de
deschidere a supapei de siguranță(0,5 -1,5bari), pompa de alimentare furnizează combustibil
spre pompa de înaltă presiune. Supapa de admisie se închide când pistonul trece de punctul
mort inferior și din moment ce este imposibil ca combustibilul să iasă din cameră, el este
comprimat peste presiunea de livrare. Creșterea presiunii deschide supapa de evacuare (7) ,
timp în care rampa este alimentată cu combustibil sub presiune, și combustibilul comprimat
intră în circuitul de înaltă presiune. Pistonul pomp ei continuă să livreze combustibil până când
acesta atinge punctul mort superior, după care presiunea scade și supapa de evacuare se
închide. Combustibilul rămâne în interiorul camerei elementului de pompare, se destinde și
pistonul se mișcă în jos din no u. Între timp presiunea din camera elementului de pompare
scade sub presiunea pompei de alimentare, supapa de admisie se deschide și procesul se reia.

5.3.5 Acumulatorul de presiune( rampa de înaltă presiune)

Principalele funcții ale rampei comune (acumulatorul de presiune) sunt cele de
acumulare de combustibil la presiune înaltă precum și distribuția acestuia la injectoare. De
asemenea rampa mai are rolul de filtru ale oscilațiilor de presiune produse pompă la încărcare
și injectoare la desc ărcare .

Fig.5.6 Rampă comună și injectoare

Rampa (1) este prevăzută de asemenea cu un senzor de presiune (3) care informează
calculatorul de injecție nivelul presiunii pentru injectoare (6). Controlul presiunii din rampă se
face cu ajutorul unui elect ro-supape care are rol de regulator de presiune (2). Electro -supapa
este comandată de către calculatorul de injecție iar când se deschide refulează combustibilul
prin intermediul racordului (4). Alimentarea rampei cu combustibil sub presiune se face
prin racordul (5) care este conectat la pompa de înaltă presiune .

Calculul si construc ția automobilului
94

Fig5.7 Sistem de injecție diesel cu rampă comună sferică [17]
Elementele componente ale sistemului de injecție:
1. rampă comună
2. filtru de motorină
3. pompă de înaltă presiune
4. injectoare
5. calculator de injecție

Există sisteme de injecție la care rampa comună nu este cilindrică ci sferică. Avantajul
sistemelor de injecție cu rampă comună sferică constă în gabaritul mai redus și costul scăzut.
Dezavantajul însă este dat de faptul că conductele ce leagă injectoarele de rampă sunt mai
lungi .

5.3.6 Injectoarele

Injectorul unui sistem de injecție common rail este alcătuit dintr -o duză, un dispozitiv
de acționare pentru injectoarele Piezo sau o supapă electromegnetică pentru injectoarele cu
supapă electromegnetică, precum și conexiuni hidraulice și electrice pentru acționarea acului
duzei. Pentru fiecare cilindru al motorului este montat un injector, și conectat la rampa
comună prin intermediul unei conducte de înaltă presiune. Injectorul este controlat de unitatea
de comandă electronică(ECU). Aceasta asigură deschiderea sau închiderea acului duzei de
către dispozitivul de acționare. Injectoarele cu di spozitive de acționare Piezo funcționează cu
un nivel de zgomot deosebit de redus. Ambele variante asigură durate de comutare extrem de
mici și asigură o pre -injecție, o injecție principală și o injecție secundară, pentru a face
posibila arderea eficientă a combustibilului, cu emisii reduse, în fiecare moment de
funcționare.

Construcție : Injectoarele (fig.5.8) pot fi divizate intr -un număr de blocuri funcționale:
• Tipul orificiilor din pulverizator
• Sistemul hidraulic
• Ventilul electromagnetic

Calculul si construc ția automobilului
95
Referitor la f ig 5.8, combustibilul este transportat de la conexiunea de înaltă presiune
(4) la pulverizator prin canalul (10) și camera cu volum controlat (8) prin orificiul de
alimentare (7). Camera cu volum controlat este conectată cu returul combustibilului (1) prin
orificiul de golire care este deschis de ventilul electromagnetic.
Cu orificiul de golire închis, forța hidraulica aplicată pistonașului(9) o depășește pe
cea datorată presiunii asupra acului pulverizatorului (11). Ca urmare acul este forțat pe scaun
și etanșează pasajul de înaltă presiune de camera de combustie.
Când ventilul electromagnetic se deschide, orificiul de golire este deschis. Acest lucru
conduce la o cădere de presiune controlată în camera de combustie, și, ca un rezultat
presiunea hidraulică exercitată asupra pistonașului de asemenea scade. Odată ce forța
hidraulică scade sub forța exercitată asupra umărului acului pulverizatorului, acul deschide
pulverizatorul și combustibilul este injectat prin orificiile de pulverizare în camera de ardere.
Controlul calității necesare pentru deschiderea pulverizatorului este în concordanță cu
cantitatea de combustibil injectat, și este condus înapoi la retur prin intermediul orificiilor
camerei de volum controlat. În completare la controlul cantității, are loc o pierdere de
combustibil printre acul pulverizatorului și ghidajele pistonașului. Aceste cantități de
combustibil pierdute, sunt preluate de conductele de retur.
Funcționare: procesul de injecție poate fi împărțit în patru stadii de funcționare cu
motorul pornit și pompa de înaltă presoiune în funcțiune:
• Injector închis
• Deschiderea injectorului
• Injectorul este deschis complet
• Injectorul se închide
Injectorul închis (poziția de repaus)
În poziția de repaus, electomagnetul nu este alimantat și prin urmare, injectorul este
închis(fig.5.8 a). Cu orificiul de golire închis, acul valvulei împinge bila în scaunul orificiului
de golire. Presiunea din rampă aplicată suprafeței superioare a pistonașului, împreună cu forța
arcului pulverizatorului, mențin pul verizatorul în poziția închisă, îmoptriva forțelor de
deschidere aplicate, datorate presiunii.
Injectorul se deschide( startul injecției)
Injectorul se află în poziția de repaus. Electromagnetul este alimentat cu un curent de
vârf care servește la asigurar ea realizării unei deschideri rapide.(fig.5.8 b.). Forța exercitată
datorită alimentării electromagnetului acum depășește pe cea a arcului și bila va deschide
orificiul de golire. Aproape instantaneu, curentul de înalt amperaj este redus la un curent mai
mic pentru menținere, necesar electromagnetului. Când orificiul de golire se deschide,
combustibilul poate curge din cameră cu un volum controlat în cavitatea situată deasupra ei,
și, de acolo prin intermediul tubulaturii de retur la rezervor. Orificiul de golire previne variația
presiunii, ceea ce duce la scădera presiunii în cameră cu volum controlat, această presiune
fiind mai mică decât cea din camera pulverizatorului(presiunea din rampă). Presiunea redusă
din cameră cu volum controlat, cauzează o reduce re a forței exercitate asupra pistonului de
control, acul pulverizatorului deschizându -se, și având loc startul injecției în acest mod.
Pistonul de control atinge poziția de sus, mișcarea sa fiind amortizată de combustibilul care
curge între orificiul de g olire și cel de umplere. În acest moment, pulverizatorul injectorului
este complet deschis și combustibilul injectat în camera de ardere la o presiune aproape egală
cu cea din rampă. Distribuția de forțe în injector este aceeași ca pe durata fazei de desch idere.

Calculul si construc ția automobilului
96

Fig5. 8 Injectorul
a-injector închis, b -injector deschis
1-retur combustibil, 2 – conexiuni electrice, 3 – elementul de acționare, 4 – intrare
combustibil, 5 – supapă cu bilă, 6 -orificiu de golire, 7 – orificiu de umplere, 8 – cameră cu volum
controlat, 9 – pistonaș, 10 – canal alimentare cu combustibil al camerei pulverizatorului, 11 –
acul pulverizatorului.
Injectorul se închide (sfârșitul injecției)
Odată ce electromagnetul nu mai este alimentat, arcul ventilului împinge armătura în
jos și bila inchide orificiile de golire. Armătura este realizată din doua piese. Aici discul
armăturii este ghidat de un umăr director în mișcarea sa în jos, mișcare amortizată de un resort
de întoarcere, astfel nu se exercită nici o forță de împingere în jos asupra armăturii și bilei.
Închiderea orificiului de golire conduce la o creștere a presiunii în camera controltă datorită
alimentării cu combustibil pe orificiul de umplere. Această presiune este aceeași cu cea din
rampă și exercită o forță mărită asupra piston așului de control pe fața sa superioară. Această
forță, împreună cu cea a arcului, acum depășește forța exercitată de volumul camerei, și acul
pulverizatorului se închide. Viteza de închidere a acului pulverizatorului este determinată de
curgerea prin ori ficiul de umplere. Injecția încetează imediat ce acul pulverizatorului revine
pe scaunul lui, în poziția de repaus.

Calculul si construc ția automobilului
97
5.3.7 Unitatea de comandă electronica

ECU controleaza numărul de injecții, cantitatea de combustibil injectată și durata
fiecărei injecții. În funcție de regimul de funcționare al motorului (dat de poziția pedalei de
accelerație și turație) și de modul de combustie (normal sau regenerare filtru) calculatorul de
injecție decide numărul de injecții pe ciclu. La turații și sarcini mici se efectuează injecția cu
cele mai multe secvențe, iar la turații mari, datorită timpului scurt de efectuare al arderii,
injecția se efectuează într -o singură secvență.

Fig.5.9 ECU – Unitatea de comandă electronica

Supapele electromagnetice sau piezoelectrice fac posibil un control foarte exact al
injectoarelor privind controlul timpului de injectie si al cantitatii de combustibil in conditiile
de inalta presiune asigurate de tehnologia common rail prin aceasta asigurandu -se o foarte
buna atomiza re a combustibilului. Pentru reducerea zgomotului motorului, calculatorul
comanda divizarea injectiei de motorina in mai multe faze, o cantitate mica de combustibil
este injectata inaintea injectiei principale prin aceasta reducandu -se explozia si vibratii le.
Unele sisteme common rail performante realizeaza cinci injectii pe cursa din care: o injectie
principala prin care se asigura obtinerea cuplului motor; doua preinjectii (numite pilot 1 si
pilot 2) cu rolul de a reduce zgomotul, a usura pornirea la rece , a reduce formarea de particule
poluante; doua postinjectii (numite post injectie si post injectie tarzaie) cu rolul de a reduce
emisiile poluante prin prelungirea procesului de ardere.

Fig.5.10 Divizarea injectiei de motorina

Calculul si construc ția automobilului
98
Concluzii

În urma anali zei și a calculelor efectuate se pot trage urmatoarele concluzii :

• Scopul proiectului a fost îndeplinit, intrucat autovehiculul proiectat prezinta
performanțe de putere, cuplu si consum foarte bune .
• În materie dinaminca, momentul motor maxim este atins la o turație relativ scăzuta, cu
efecte benefice asupra consumului de combustibil.
• Autovehiculul ofera siguranță pasagerilor prin timp si spațiu de frânare reduși, precum
si o stabilitate excelentă pe drum inclinat si orizontal.
• Toate elementele componente al e mecanismului motor au fost supuse la verificarea
solicitărilor, valorile obtinute încadrându -se între limitele prevăzute de literatura de
specialitate.
• Toate valorile obtinute in urma calculelor de verificare ale elementelor a mbreajului s –
au încadrat înt re limitele literaturii de specialitate.
• Principalul avantaj al sistemelor de injecție cu rampă comună constă în independența
presiunii combustibilului față de punctul de funcționare al motorului (turație și
sarcină). Această independență conferă posibilit atea optimizării injecției pentru
creșterea performațelor dinamice și de consum ale motorului. De asemenea este
posibilă divizarea injecției de combustibil în mai multe faze: pre -injecție, injecție
principală și post -injecție .
• Într-un sistem de injecție c u rampă comună ridicare presiunii combustibilului și
injecția propriu -zisă sunt complet independente.
• Cantitatea de combustibil injectată este definită de conducătorul auto, prin poziția
pedalei de accelerație, iar începutul injecție și durata injecției es te controlată de
calculatorul motorului. Toate sistemele de injecție cu rampă comună sunt controlate
electronic .

Calculul si construc ția automobilului
99
Anexe
Anexa nr.1
Forța de tracțiune – Ft [N] Puterea la ro țile motoare – Pr [kw]

1 2 3 4 5Frez,oriz[N] 1 2 3 4 5P rez-oriz[kW]
4812.16 3824.73 3034.38 2401.49 1896.27 255.04 9.10 8.62 7.80 6.56 4.99 0.67
4913.58 3904.35 3092.40 2439.70 1958.94 266.24 13.59 12.96 11.63 9.56 11.16 1.52
5003.46 3975.27 3144.92 2475.15 2012.31 285.70 18.21 17.43 15.57 12.64 17.64 2.50
5081.79 4037.52 3191.96 2507.84 2056.38 313.41 22.94 22.01 19.61 15.78 24.33 3.71
5148.56 4091.08 3233.52 2537.78 2091.15 349.36 27.75 26.66 23.72 18.98 31.15 5.20
5203.78 4135.96 3269.59 2564.96 2116.62 393.57 32.59 31.36 27.88 22.23 38.02 7.07
5247.45 4172.15 3300.17 2589.39 2132.79 446.02 37.45 36.08 32.07 25.52 44.85 9.38
5279.57 4199.65 3325.26 2611.06 2139.66 506.72 42.30 40.80 36.27 28.83 51.55 12.21
5300.14 4218.48 3344.87 2629.97 2137.23 575.68 47.10 45.48 40.47 32.16 58.05 15.64
5309.15 4228.61 3358.99 2646.13 2125.50 652.88 51.82 50.09 44.64 35.50 64.25 19.73
5306.62 4230.07 3367.62 2659.53 2104.47 738.34 56.44 54.62 48.77 38.84 70.06 24.58
5292.53 4222.83 3370.77 2670.17 2074.14 832.04 60.91 59.03 52.83 42.16 75.41 30.25
5266.89 4206.92 3368.43 2678.06 2034.51 933.99 65.22 63.29 56.81 45.47 80.21 36.82
5229.70 4182.32 3360.60 2683.19 1985.58 1044.20 69.33 67.38 60.68 48.74 84.37 44.37
5180.96 4149.03 3347.29 2685.56 1927.35 1162.65 73.22 71.26 64.43 51.97 87.81 52.97
5120.67 4107.06 3328.49 2685.18 1859.82 1289.35 76.84 74.92 68.03 55.15 90.43 62.69
5048.82 4056.41 3304.20 2682.05 1782.98 1424.31 80.18 78.32 71.47 58.27 92.16 73.62
4965.42 3997.07 3274.43 2676.15 1696.85 1567.51 83.20 81.44 74.73 61.32 92.91 85.83
4870.48 3929.05 3239.17 2667.50 1601.42 1718.96 85.86 84.24 77.78 64.29 92.60 99.39
4763.98 3852.34 3198.42 2656.10 1496.69 1878.66 88.15 86.70 80.61 67.17 91.13 114.39
4645.93 3766.95 3152.19 2641.93 1382.66 2046.61 90.03 88.79 83.20 69.94 88.43 130.89
4516.33 3672.87 3100.47 2625.02 1259.32 2222.82 91.47 90.49 85.53 72.61 84.40 148.97
4375.17 3570.11 3043.26 2605.34 1126.69 2407.27 92.43 91.76 87.58 75.16 78.97 168.72
4222.47 3458.66 2980.57 2582.91 984.76 2599.97 92.90 92.59 89.32 77.58 72.04 190.20
4058.21 3338.53 2912.39 2557.72 833.53 2800.92 92.83 92.93 90.75 79.86 63.53 213.48
3882.40 3209.72 2838.72 2529.78 672.99 3010.12 92.21 92.77 91.84 81.99 53.36 238.66
3695.05 3072.22 2759.56 2499.08 503.16 3227.57 90.99 92.07 92.56 83.96 41.44 265.80
3496.13 2926.03 2674.92 2465.62 324.03 3453.27 89.15 90.80 92.91 85.77 27.68 294.97
3285.67 2771.16 2584.80 2429.41 135.59 3687.22 86.65 88.95 92.86 87.39 12.00 326.26
3063.66 2607.61 2489.18 2390.44 3929.42 83.48 86.48 92.39 88.83 359.74
2830.09 2435.37 2388.08 2348.72 4179.87 79.59 83.37 91.48 90.06 395.48
2584.98 2254.45 2281.50 2304.23 4438.57 74.95 79.58 90.12 91.09 433.57
2328.31 2064.84 2169.42 2257.00 4705.52 69.55 75.08 88.27 91.91 474.07
2060.09 1866.55 2051.86 2207.00 4980.72 63.34 69.86 85.93 92.49 517.07
1780.32 1659.58 1928.81 2154.25 5264.17 56.29 63.88 83.08 92.84 562.64
1489.00 1443.92 1800.28 2098.75 5555.87 48.38 57.12 79.69 92.94 610.85
1186.12 1219.57 1666.26 2040.48 5855.81 39.58 49.55 75.74 92.78 661.78
871.70 986.54 1526.75 1979.46 6164.01 29.85 41.13 71.22 92.35 715.51
545.72 744.83 1381.76 1915.69 6480.46 19.16 31.85 66.10 91.65 772.12
208.19 494.43 1231.28 1849.16 7.49 21.67 60.37 90.67
235.35 1075.31 1779.87 10.56 54.00 89.38
913.85 1707.82 -1.49 46.98 87.79
746.91 1633.02 39.29 85.88
574.49 1555.47 30.90 83.65
396.57 1475.15 21.81 81.08
213.17 1392.09 11.98 78.17
24.28 1306.26 1.39 74.90
1217.68 71.27
1126.34 67.26
1032.25 62.87
935.40 58.08
835.79 52.89
733.43 47.28
628.31 41.25
520.43 34.78
409.80 27.88
296.41 20.52
180.27 12.69
61.37 4.39

Calculul si construc ția automobilului
100
Anexa nr.2
Accelerația – a [m/s2]

1 2 3 4 5a_lim ad[m/s2]
2.51 1.97 1.53 1.19 0.91 3.02
2.57 2.01 1.56 1.20 0.94 3.01
2.61 2.05 1.59 1.22 0.95 3.01
2.66 2.08 1.61 1.24 0.96 3.01
2.69 2.11 1.63 1.25 0.96 3.01
2.72 2.13 1.65 1.26 0.95 3.01
2.74 2.14 1.66 1.27 0.93 3.00
2.75 2.15 1.67 1.27 0.90 3.00
2.76 2.16 1.67 1.28 0.86 3.00
2.76 2.16 1.67 1.28 0.81 2.99
2.76 2.15 1.67 1.28 0.75 2.99
2.74 2.14 1.66 1.28 0.69 2.98
2.73 2.13 1.65 1.27 0.61 2.98
2.70 2.11 1.64 1.26 0.52 2.97
2.67 2.08 1.62 1.25 0.42 2.97
2.63 2.05 1.60 1.24 0.32 2.96
2.58 2.01 1.57 1.23 0.20 2.96
2.53 1.97 1.54 1.21 0.07 2.95
2.47 1.92 1.51 1.19 2.94
2.40 1.86 1.47 1.17 2.93
2.33 1.80 1.43 1.15 2.93
2.25 1.74 1.39 1.13 2.92
2.16 1.67 1.34 1.10 2.91
2.07 1.60 1.29 1.07 2.90
1.97 1.51 1.23 1.04 2.89
1.86 1.43 1.17 1.00 2.88
1.75 1.34 1.11 0.97 2.87
1.63 1.24 1.05 0.93 2.86
1.50 1.14 0.98 0.89 2.85
1.37 1.03 0.90 0.85 2.84
1.23 0.92 0.82 0.80 2.83
1.08 0.80 0.74 0.75
0.68 0.66 0.71
0.55 0.57 0.65
0.48 0.60
0.38 0.54
0.28 0.49
0.43
0.36

Calculul si construc ția automobilului
101
Anexa nr.3
Timpul și spațiul de demarare

t[s] V[km/h] s[m]
0.00 tr 1 6.81 tr 1 0.00
0.34 9.96 0.80
0.68 13.11 1.88
1.01 16.25 3.24
1.34 19.40 4.86
1.66 22.55 6.74
1.98 25.70 8.89
2.30 28.84 11.30
2.62 31.99 13.98
2.94 35.14 16.93
3.25 38.29 20.16
3.57 41.43 23.68
3.89 44.58 27.49
4.21 47.73 31.63
4.54 50.88 36.09
4.87 54.02 40.90
5.37 tr 2 58.00 tr 2 48.74
5.88 61.83 57.22
6.40 65.67 66.38
6.93 69.51 76.25
7.46 73.35 86.90
8.21 tr 3 77.87 tr 3 102.69
8.98 82.16 119.70
9.76 86.44 137.98
10.56 90.73 157.65
11.38 95.02 178.82
12.42 tr 4 99.58 tr 4 207.03
13.49 103.86 237.21
14.59 108.13 269.48
15.72 112.40 304.02
16.88 116.68 341.06
18.08 120.95 380.83
19.34 125.23 423.65
20.64 129.50 469.87
22.01 133.77 519.93
23.45 138.05 574.36
24.98 142.32 633.83
26.61 146.59 699.15
28.36 150.87 771.40
30.25 155.14 851.98
32.33 159.42 km/h 942.77
34.64 163.69 1046.40
43.14 tr 5 175.05 tr 5 1446.01
55.74 186.08 2078.10
84.93 197.12 3631.86

Calculul si construc ția automobilului
102
Anexa nr.4

Timpul și spațiul de frânare

Calculul si construc ția automobilului
103
Anexa nr.5
Reacțiuni față – Zf [N] Reacțiuni spate – Zs [N]

1 2 3 4 5 1 2 3 4 5
8543.41 8835.90 9070.68 9259.02 9409.54 9456.59 9164.10 8929.32 8740.98 8590.463
8513.25 8812.21 9053.42 9247.67 9390.96 9486.75 9187.79 8946.58 8752.33 8609.042
8486.54 8791.12 9037.81 9237.14 9375.24 9513.46 9208.88 8962.19 8762.86 8624.761
8463.27 8772.63 9023.85 9227.45 9362.38 9536.73 9227.37 8976.15 8772.55 8637.62
8443.44 8756.73 9011.54 9218.60 9352.38 9556.56 9243.27 8988.46 8781.40 8647.619
8427.05 8743.43 9000.87 9210.58 9345.24 9572.95 9256.57 8999.13 8789.42 8654.759
8414.11 8732.73 8991.85 9203.40 9340.96 9585.89 9267.27 9008.15 8796.60 8659.039
8404.61 8724.62 8984.48 9197.05 9339.54 9595.39 9275.38 9015.52 8802.95 8660.459
8398.55 8719.11 8978.76 9191.53 9340.98 9601.45 9280.89 9021.24 8808.47 8659.019
8395.94 8716.19 8974.68 9186.85 9345.28 9604.06 9283.81 9025.32 8813.15 8654.719
8396.77 8715.88 8972.26 9183.00 9352.44 9603.23 9284.12 9027.74 8817.00 8647.56
8401.04 8718.15 8971.48 9179.99 9362.46 9598.96 9281.85 9028.52 8820.01 8637.54
8408.76 8723.03 8972.35 9177.81 9375.34 9591.24 9276.97 9027.65 8822.19 8624.661
8419.91 8730.50 8974.87 9176.47 9391.08 9580.09 9269.50 9025.13 8823.53 8608.922
8434.52 8740.57 8979.03 9175.96 9409.68 9565.48 9259.43 9020.97 8824.04 8590.323
8452.56 8753.23 8984.85 9176.29 9431.14 9547.44 9246.77 9015.15 8823.71 8568.865
8474.04 8768.49 8992.31 9177.45 9455.45 9525.96 9231.51 9007.69 8822.55 8544.547
8498.97 8786.35 9001.42 9179.45 9482.63 9501.03 9213.65 8998.58 8820.55 8517.368
8527.35 8806.81 9012.18 9182.28 9512.67 9472.65 9193.19 8987.82 8817.72 8487.33
8559.16 8829.86 9024.58 9185.95 9545.57 9440.84 9170.14 8975.42 8814.05 8454.433
8594.42 8855.50 9038.64 9190.45 9581.32 9405.58 9144.50 8961.36 8809.55 8418.675
8633.12 8883.75 9054.34 9195.78 9619.94 9366.88 9116.25 8945.66 8804.22 8380.058
8675.26 8914.59 9071.69 9201.95 9661.42 9324.74 9085.41 8928.31 8798.05 8338.58
8720.85 8948.03 9090.69 9208.96 9705.76 9279.15 9051.97 8909.31 8791.04 8294.243
8769.88 8984.06 9111.33 9216.80 9752.95 9230.12 9015.94 8888.67 8783.20 8247.046
8822.35 9022.69 9133.63 9225.47 9803.01 9177.65 8977.31 8866.37 8774.53 8196.99
8878.27 9063.91 9157.57 9234.98 9855.93 9121.73 8936.09 8842.43 8765.02 8144.073
8937.62 9107.74 9183.16 9245.32 9911.70 9062.38 8892.26 8816.84 8754.68 8088.297
9000.42 9154.16 9210.40 9256.50 9970.34 8999.58 8845.84 8789.60 8743.50 8029.661
9066.67 9203.17 9239.29 9268.51 10031.83 8933.33 8796.83 8760.71 8731.49 7968.165
9136.35 9254.79 9269.82 9281.36 10096.19 8863.65 8745.21 8730.18 8718.64 7903.809
9209.48 9308.99 9302.00 9295.04 10163.41 8790.52 8691.01 8698.00 8704.96 7836.594
9286.06 9365.80 9335.83 9309.56 10233.48 8713.94 8634.20 8664.17 8690.44 7766.518
9366.07 9425.20 9371.31 9324.91 10306.42 8633.93 8574.80 8628.69 8675.09 7693.583
9449.53 9487.20 9408.44 9341.10 10382.21 8550.47 8512.80 8591.56 8658.90 7617.788
9536.43 9551.80 9447.21 9358.12 10460.87 8463.57 8448.20 8552.79 8641.88 7539.134
9626.77 9618.99 9487.64 9375.97 10542.38 8373.23 8381.01 8512.36 8624.03 7457.619
9720.56 9688.78 9529.71 9394.66 10626.76 8279.44 8311.22 8470.29 8605.34 7373.245
9817.79 9761.16 9573.43 9414.19 10713.99 8182.21 8238.84 8426.57 8585.81 7286.01
9434.54 8565.46
9455.74 8544.26
9477.77 8522.23
9500.63 8499.37
9524.33 8475.67
9548.86 8451.14
9574.23 8425.77

Calculul si construc ția automobilului
104
Anexa nr.6
Calculul mărimilor cinematice ale mecanismului bilelă -piston

α, grd α, rad SB, mm VB, m/s aB, m/s^2 V,cm3 α, grd α, rad SB, mm VB, m/s aB, m/s^2 V,cm3
00.00 0.00 0.00 -8406.62 30.46 370 6.46 0.94 -3.48 -8278.03 35.32
10 0.17 0.94 -3.48 -8278.03 35.32 380 6.63 3.72 -6.86 -7896.25 49.67
20 0.35 3.72 -6.86 -7896.25 49.67 390 6.81 8.20 -10.03 -7273.19 72.78
30 0.52 8.20 -10.03 -7273.19 72.78 400 6.98 14.15 -12.89 -6428.27 103.50
40 0.70 14.15 -12.89 -6428.27 103.50 410 7.16 21.28 -15.36 -5387.71 140.36
50 0.87 21.28 -15.36 -5387.71 140.36 420 7.33 29.28 -17.36 -4183.76 181.65
60 1.05 29.28 -17.36 -4183.76 181.65 430 7.50 37.78 -18.83 -2853.57 225.57
70 1.22 37.78 -18.83 -2853.57 225.57 440 7.68 46.45 -19.73 -1438.03 270.34
80 1.40 46.45 -19.73 -1438.03 270.34 450 7.85 54.97 -20.02 19.55 314.32
90 1.57 54.97 -20.02 19.55 314.32 460 8.03 63.05 -19.71 1474.77 356.07
100 1.75 63.05 -19.71 1474.77 356.07 470 8.20 70.48 -18.80 2883.52 394.41
110 1.92 70.48 -18.80 2883.52 394.41 480 8.38 77.08 -17.32 4203.31 428.48
120 2.09 77.08 -17.32 4203.31 428.48 490 8.55 82.73 -15.32 5394.50 457.69
130 2.27 82.73 -15.32 5394.50 457.69 500 8.73 87.38 -12.85 6421.48 481.68
140 2.44 87.38 -12.85 6421.48 481.68 510 8.90 90.99 -9.99 7253.64 500.32
150 2.62 90.99 -9.99 7253.64 500.32 520 9.08 93.56 -6.83 7866.29 513.58
160 2.79 93.56 -6.83 7866.29 513.58 530 9.25 95.09 -3.47 8241.28 521.50
170 2.97 95.09 -3.47 8241.28 521.50 540 9.42 95.60 0.00 8367.52 524.13
180 3.14 95.60 0.00 8367.52 524.13 550 9.60 95.09 3.47 8241.28 521.50
190 3.32 95.09 3.47 8241.28 521.50 560 9.77 93.56 6.83 7866.29 513.58
200 3.49 93.56 6.83 7866.29 513.58 570 9.95 90.99 9.99 7253.64 500.32
210 3.67 90.99 9.99 7253.64 500.32 580 10.12 87.38 12.85 6421.48 481.68
220 3.84 87.38 12.85 6421.48 481.68 590 10.30 82.73 15.32 5394.50 457.69
230 4.01 82.73 15.32 5394.50 457.69 600 10.47 77.08 17.32 4203.31 428.48
240 4.19 77.08 17.32 4203.31 428.48 610 10.65 70.48 18.80 2883.52 394.41
250 4.36 70.48 18.80 2883.52 394.41 620 10.82 63.05 19.71 1474.77 356.07
260 4.54 63.05 19.71 1474.77 356.07 630 11.00 54.97 20.02 19.55 314.32
270 4.71 54.97 20.02 19.55 314.32 640 11.17 46.45 19.73 -1438.03 270.34
280 4.89 46.45 19.73 -1438.03 270.34 650 11.34 37.78 18.83 -2853.57 225.57
290 5.06 37.78 18.83 -2853.57 225.57 660 11.52 29.28 17.36 -4183.76 181.65
300 5.24 29.28 17.36 -4183.76 181.65 670 11.69 21.28 15.36 -5387.71 140.36
310 5.41 21.28 15.36 -5387.71 140.36 680 11.87 14.15 12.89 -6428.27 103.50
320 5.59 14.15 12.89 -6428.27 103.50 690 12.04 8.20 10.03 -7273.19 72.78
330 5.76 8.20 10.03 -7273.19 72.78 700 12.22 3.72 6.86 -7896.25 49.67
340 5.93 3.72 6.86 -7896.25 49.67 710 12.39 0.94 3.48 -8278.03 35.32
350 6.11 0.94 3.48 -8278.03 35.32 720 12.57 0.00 0.00 -8406.62 30.46
360 6.28 0.00 0.00 -8406.62 30.46

Calculul si construc ția automobilului
105
Anexa nr.7
Calculul forțelor si al momentului

α,grd α, rad F[N] N[N] T[N] Z[N] M[Nmm] α,grd α, rad F[N] N[N] T[N] Z[N] M[Nmm]
00.00 404.18 0.00 0.00 404.18 0 370 6.457718232 46669.49 -2678.75 -32382.6 33713.27 -1546269
10 0.17 404.31 -23.21 -200.48 -351.87 -9572.870373 380 6.632251158 39552.74 -4492.89 9687.079 -38610.4 462558
20 0.35 404.67 -45.97 350.68 207.11 16745.18081 390 6.806784083 23682.04 -3961.84 6560.653 23097.47 313271.2
30 0.52 405.27 -67.80 -410.88 -4.47 -19619.34655 400 6.981317008 14685.13 -3187.55 -10821.5 -10426.4 -516725
40 0.70 406.08 -88.14 361.36 -205.15 17254.96475 410 7.155849933 9651.94 -2521.87 9705.446 2307.393 463435
50 0.87 407.08 -106.36 -209.44 364.91 -10000.82948 420 7.330382858 6718.41 -2003.61 -6681.85 2122.356 -319058
60 1.05 408.23 -121.74 -8.48 -425.91 -404.9810134 430 7.504915784 4920.19 -1604.85 3387.116 -3912.96 161734.8
70 1.22 409.50 -133.57 232.32 362.72 11093.21504 440 7.679448709 3765.39 -1293.94 -610.61 3934.413 -29156.6
80 1.40 410.86 -141.19 -392.77 -185.68 -18754.53771 450 7.853981634 2994.22 -1046.73 -1281.63 -2901.45 -61197.9
90 1.57 412.26 -144.12 433.13 -55.88 20682.12645 460 8.028514559 2462.96 -846.37 2186.489 1414.838 104404.8
100 1.75 413.65 -142.15 -332.04 284.72 -15854.74231 470 8.203047484 2088.36 -681.18 -2196.34 36.46606 -104875
110 1.92 415.00 -135.36 116.87 -420.59 5580.612884 480 8.37758041 1820.18 -542.82 1548.86 -1099.42 73958.07
120 2.09 416.27 -124.14 140.62 411.00 6714.405073 490 8.552113335 1626.99 -425.10 -567.164 1583.072 -27082.1
130 2.27 417.41 -109.06 -348.18 -254.75 -16625.51849 500 8.72664626 1488.57 -323.11 -410.734 -1466.82 -19612.5
140 2.44 418.39 -90.82 428.09 6.26 20441.37437 510 8.901179185 1391.73 -232.83 1102.019 881.2957 52621.4
150 2.62 419.19 -70.13 -348.71 242.99 -16650.78503 520 9.07571211 1327.84 -150.83 -1334.92 -62.3753 -63742.5
160 2.79 419.78 -47.68 138.63 -399.09 6619.671728 530 9.250245036 1291.48 -74.13 1078.996 -713.578 51522.05
170 2.97 420.14 -24.12 123.02 402.45 5874.248531 540 9.424777961 1279.68 0.00 -443.529 1200.363 -21178.5
180 3.14 419.68 0.00 -336.22 -251.16 -16054.68789 550 9.599310886 420.14 24.12 -115.741 -404.601 -5526.63
190 3.32 425.74 24.44 426.42 3.85 20361.62911 560 9.773843811 419.78 47.68 333.4489 259.4229 15922.18
200 3.49 444.42 50.48 -363.52 260.60 -17358.04795 570 9.948376736 419.19 70.13 -424.782 -14.1541 -20283.3
210 3.67 477.28 79.85 152.66 -459.21 7289.53901 580 10.12290966 418.39 90.82 355.7808 -238.163 16988.53
220 3.84 527.14 114.42 160.57 514.96 7667.221333 590 10.29744259 417.4102 109.0614 -153.533 403.179 -7331.2
230 4.01 598.46 156.37 -491.86 -375.07 -23486.2766 600 10.47197551 416.2685 124.1423 -105.629 -421.347 -5043.8
240 4.19 698.13 208.20 727.87 30.59 34755.62827 610 10.64650844 415.0035 135.3649 326.8887 289.3015 15608.93
250 4.36 836.63 272.89 -746.21 466.47 -35631.52608 620 10.82104136 413.6533 142.1477 -433.501 -58.2414 -20699.7
260 4.54 1030.30 354.05 445.41 -994.22 21268.52195 630 10.99557429 412.2585 144.1187 393.8188 -188.77 18804.85
270 4.71 1305.21 456.28 219.38 1365.15 10475.23823 640 11.17010721 410.8615 141.1884 -228.522 369.4846 -10911.9
280 4.89 1704.57 585.76 -1200.96 -1344.01 -57346.00776 650 11.34464014 409.5048 133.5713 -2.41962 -430.731 -115.537
290 5.06 2302.94 751.17 2326.66 674.14 111097.9279 660 11.51917306 408.2298 121.745 224.6108 361.9716 10725.17
300 5.24 3235.13 964.80 -3255.66 893.08 -155457.582 670 11.69370599 407.0759 106.3612 -374.266 -192.221 -17871.2
310 5.41 4756.29 1242.73 3394.20 -3556.13 162073.1287 680 11.86823891 406.0786 88.14317 414.8132 -24.475 19807.33
320 5.59 7366.68 1599.01 -1709.05 7341.93 -81607.34258 690 12.04277184 405.2687 67.79862 -342.307 227.3 -16345.2
330 5.76 12033.28 2013.08 -3588.35 -11660.88 -171343.7741 700 12.21730476 404.6716 45.96765 181.5578 -364.567 8669.383
340 5.93 20265.63 2302.02 14927.73 13898.13 712799.1598 710 12.39183769 404.3057 23.20642 23.2308 404.3043 1109.271
350 6.11 32080.83 1841.38 -31285.64 -7333.43 -1493889.458 720 12.56637061 404.1824 6.54E-14 -219.904 -339.125 -10500.4
360 6.28 39127.05462 3.16381E-12 37519.54788 -11099.99683 1791558.411

Calculul si construc ția automobilului
106
Bibliografie

1. Burciu M., Diagnosticarea A.R., Note de curs.
2. Burciu M., Diagnosticarea A.R., Îndrumar de proiectare.
3. Burciu M., Motoare cu ardere internă cu piston – procese termodinamice,
spraalimentare, caracteristici de funcționare și instalații, Ed. Europlus,
Galați,2006.
4. Burciu M., Motoare cu ardere internă, Referate labo rator.
5. Scarpete D., Motoare cu aredere interna, Îndrumar de proiectare.
6. Uzuneanu K., Motoare cu ardere interna, Note de curs.
7. Uzuneanu K., Motoare cu ardere interna, Îndrumar de proiectare.
8. Ciortan S., Calculul si construcția A.R. Îndrumar de proiectare.
9. E. Rakosi, R. Roșca, Gh. Manolache, Bazele alimentării prin injecție de
benzină a motoarelor de automobil, Ed. Politehnium, Iași, 2005.
10. E. Rakosi, Gh. Manolache, Instalații anexe ale motoarelor pentru autovehicule
rutiere, curs în format electronic, 2006 .
11. Gaiginschi, R. – Motoare cu ardere internă. Calcul și construcție. Vol. I.
Editura Gh.Asachi, Iași, 1995.
12. Gaiginschi, R. – Motoare cu ardere internă. Calcul și construcție. Vol. II.
Editura Shakti, Iași, 1997 .
13. Conf. Dr. Ing. Gheorghe Frățilă – Automobile -cunoaștere, întreținere și
reparare – Editura didactică și pedagogică, R.A.București, 1996
14. Vereșiu S., Combustibili, lubrefianți, materiale și de întreținere, Note de curs.
15. https://www.auto -data.net/ro/
16. http://www.e -automobile.ro/categorie -motor/19 -diesel
17. https://autotehnic.wordpress.com/category/generale/
18. http://www.dibasmotors.ro/
19. https://ro.wikipedia.org/wiki/
20. http://www.e -automobile.ro/harta -site.html