TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE [624411]

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

5

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

6
Cuprins
INTRODUCERE ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………….. 8
1.1 Tendințele actuale și perseptivele sonicității ………………………….. …………………… 8
1.2 Rezonator sonic ………………………….. ………………………….. ………………………….. ….. 9
1.2.1 Rezonatoare (ciocane) mecanice ………………………….. ………………………….. ….. 9
1.2.2 Teoria ciocanelor mecanici (rezonator sonic) ………………………….. ……………. 10
1.2.3 Condenzator sonic ………………………….. ………………………….. …………………….. 11
1.2.4 Funcționarea rezonatorului sonic ………………………….. ………………………….. …. 11
1.2.5 Condițiile de a obține lovitura maximă ………………………….. ……………………… 12
2 Determinarea principalilor parametrii constructivi și funcționali a rezonatorului sonic .. 13
2.1 Demersul de calcul pentru un rezonator sonic: ………………………….. ………………….. 13
2.1 Alegerea parametrilor iniț iali: ………………………….. ………………………….. …………….. 24
2.3 Parametrii procesului de schimbare a gazelor ………………………….. ……………………. 24
2.4 Parametrii procesului de comprimare ………………………….. ………………………….. …… 25
2.5 Parametrii procesului de ardere ………………………….. ………………………….. …………… 27
2.5 Destinderea ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 29
2.6 Parametrii principali ai motorului ………………………….. ………………………….. ……….. 29
2.7 Dimensini fundamentale ale motorului ………………………….. ………………………….. … 30
2.8 Cinematica mecanismului bielă -manivelă ………………………….. …………………….. 34
2.9 Calculul dinamic al mecanismului bielă -manivelă ………………………….. …………. 36
2.9.1 Forțele care acționeaza in mecanismul bielă – manivelă …………………………. 37
2.9.2 Forta de presiune a gazelor ………………………….. ………………………….. ………… 37
2.9.3 Fortele de inertie ………………………….. ………………………….. ………………………. 38
2.9.4 Fortele de inertie ale maselor in miscare de translatie ………………………….. … 38
2.9.5 Masele pieselor in miscare ale mecanismului biela – manivela ……………….. 39
2.9.6 Fortele sumare care actioneaza in mecanismul biela – manivela ……………… 40
2.9.7 Momentul total al motorului policilindric ………………………….. ………………… 44
2.9.8 Alegerea ordinii de lucru a cilindrilor ………………………….. ………………………. 45
2.9.9 Rezultanta fortelor maneton ………………………….. ………………………….. ……….. 48
2.9.10 Rezultanta fortelor palier ………………………….. ………………………….. …………. 49
3 Calculul de predimensionare al motorului ………………………….. ………………………….. …… 53
3.1 BLOC MOTOR RĂCIT CU AER ………………………….. ………………………….. ………. 53
3.2 CALCULUL DE DIMENSIONARE AL PISTONULUI ………………………….. .. 54
3.3 CALCULUL SEGMENTILOR ………………………….. ………………………….. ………. 60

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

7
3.4 CALCULUL DE DIMENSIONARE AL BOLTULUI ………………………….. …… 65
3.5 CALCULUL DE DIMENSIONARE AL BIELEI ………………………….. …………. 70
3.7 CALCULUL DE DIMENSIONARE AL ARBORELUI COTIT …………………. 82
3.7.1 Dimensionarea fusului palier: ………………………….. ………………………….. ….. 82
3.7.2 Dimensionarea fusului palier ………………………….. ………………………….. ……… 84
4 Ap licarea distribuitoarelor rotative pentru procesul schimb de gaze la motorul termic
utilizând metoda CAE ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………. 91
4.1 Metoda CAE ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 91
4.2 Obiectivele analizei CAE și principalele etape abordate ………………………….. …. 91
4.3 Analiza CFD a procesului schimbului de gaze cu ajutorul distribuitoarelor rotative
92
4.4 Analiza multi -physics a acționării hidraulice a distribuitorului rotativ ………….. 96
5 Concluzii ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………….. 101
6 Bibliografie ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………. 103

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

8

INTRODUCERE

1.1 Tendin țele actuale și perseptivele sonicității

Bazele sonicității fundamentele teoretice și prctice în tema respectivă a fost realizt și
demonstrat de inventatorul și ininer George Constantinescu sau cum mulți oameni din ștința
ingineriei o m ai cunos ”Gogu” Constantinescu.
Prima p roblem ă fundamental ă în inginerie mecanică este de a transimete energia
disponibilă în natură, după o transformare la un punct oare care. A doua problemă în mecanică ar
fii pierderile în transormare a energiei.
Metodele de a transmite energia sunt de două tipuri:
– Metoda mecanică, care cuprinde cea hidraulică, pneumatică și prin cabluri
– Metoda electrică
Metodele de transmitere a energiei prin lichid, cunoscut ca hidraulic se bazează pe
transmiterea continuă a presiun ii printr -un lichid . Asta ar însemna că presiunea produsă la un capăt
este utilizat în celălat căpăt. În aceste condiții lichidul lucrează pur și simplu ca o bară flexibilă de
transmisie incompresibilă.
Inginerul Gogu Constantinescu a dezvoltat sistemul de transmitere a energiei cu adoptarea
mediului elastic. Ideea ar fi ca mediul de trasmitere, indiferent că vorbim de mediu lichid sau
gazos, sunt în permanență într -o stare de vibrație.
Energia se transmite de la un punct la altul, la o distanță care poate fi considerabilă, cu
ajutorul imprimării unor variații periodice de compresiune sau tensiune, care produc vibrații
longitudinale în coloane solide, lichide sau gazoase. Domeniul respectiv poartă denumirea
sonicității.

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

9
Domeniul respectiv tratează apl icațiile proprietăților elastice a materie la transiterea
energiei. Ștința respectivă diferă de hidraulică, din puncul de vedere că hidraulica consideră că
lichidele sunt incompresibile . Sonicitatea se bazeaz ă în întregime pe propritățile elastice ale
mate rialului, propretatea elastică este folosită pentru transmiterea energiei.

Fig. 1.1 Undă sonică (fluid) (1)
Mulțumită sonicității putem obține un rezonator sonic, care poate să fie mecanic, hidraulic
sau pneumatic, inclusiv electric. În această lucrare o să vorbesc despre rezontoare mecanice
antrenat hidraulic, pe baza sonicității.
1.2 Rezonator sonic
1.2.1 Rezonatoare (ciocane) mecanic e

Rezonatorul mecanic este un mecanism de ciocan. Ce functionează cu o anumita frecvență.
Având în vedere mișcările oscil atorii ale mediului folosit pentru transmiterea energiei sonice, cea
mai populară aplicație este aceea ciocanelor de orice fel pentru găurirea rocilor, nituiri, tăieri, prese
cu acțiune rapidă.
Rezonatorul sonic sunt simple și convenabile, mai ales pe apă, pentru că se poate fi folosită
în medii umede. Frecvența lor poate varia în funcșie că de ce avem nevoie. Loviturile poate varia
de la câteva lovituri pe secundă până la sute de lovituri pes secundă. Costul de producție și de
întreținere sunt relativi mic i, față de cele electrice sau pneumatice.

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

10

Fig. 1.2 Ciocan sonic cu resorturi în șir (2)

1.2.2 Teoria ciocanelor mecanici (rezonator sonic)

Ciocanul mecanic este alcătuit dintr -o greutate ținută între două resorturi sub influența unei
forțe periodice de -a lungul axesei resortului. Greutatea va începe să oscileze după o animită lege.
Dacă dimensiunile relative ale resortului și a grutății sunt alese, încât perioada naturală de vibrație
a greutății coincide cu perioada forței imprimate, sistemul format dintr -o greutate și resorturi se
numește rezonator.

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

11

1.2.3 Condenzator sonic
Acest sistem se mai poate fi folosită ca și sistem de condezator alcătuit tot așa dintr -o
greutate ce ar fi un piston, resorturi, un cilindru. Resortul are ca scop de a ține in echilibru pis tonul
care oscilează puțin.

Fig. 1.3 Condensator sonic cu piston și resorturi (2)
Condenzatorul sonic este compus din:
1 – Cilindru
2 – Resorturi
2 – Piston
3 – Lichid

1.2.4 Funcționarea rezonatorului sonic
Rezonatorul sonic compus din greutate care ar avea rolul unui piston și din resoruri, este
capabil de a mări amplitudinea oscilațiilor până la infinit cu o singură condiție de a nu exista în
sistem nici o frecare. În realitate există frecăre în ori ce sist em mecanic. Frecarea limitează
amplitudinea sistemului la o anumită valoare, în funcție de valoarea frecării.
Presupunem că în loc de a consuma energia în frecare, ea este risipită într -un număr de
lovituri a ciocanului. Dacă greutatea este oprită în curs ei de către un obstacol la fie care lovitură,
cum și se întâplă în realitate, astfel amplitudinea mișcării este limitată.

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

12
Din condiția asta rezultă că avem o descărcare a energiei la fie care lovitură (percusiune).
Se o bservă că energia percusiunii depinde de viteza greutății în momentul loviturii și este
proporțională cu masa și pătratul vitezei acestuia. Din această condiții putem să tragem o
concluzie, că cea mai puternică lovitură obținem atuci când rezonatorul este construit să atingă
viteza maximă în momentul impactului.
1.2.5 Condițiile de a obține lovitura maximă
Matematic era demonstrat că, dacă forța periodică care lucrează asupra greut ății este
datorită unei serii de unde longitudinale, circuluând într -o condu ctă și lucrând asupra unui piston
legat de o greutate, condiția care dă maximul percusiunii va fi ca greutatea să fie în echilibru în
contact cu obstacolul izbit.
O altă condiție necesară pentru a obține maximul de percusiune ar fi ca resorturile să fie
proiectate, ca sistemul să fie un rezonator pentru periodicitatea particulară a liniei. Din aceste două
condiții se poate calcula mărimea relativă a resorturilor rezonatorului. Există cazuri particulare
când mărim aplitudinea mișcării a rezonatorului prin î ndepărtarea obstacolului, energia loviturii
scade în mod continuu până când dispare complet lovitura. În punctul respectiv apare amplitudinea
maximă a percusiunii ca amplitudine optimă. Dacă micșorăm aplitudinea sub valoarea aceasta,
energia percusiunii se va micșora, până când va dipărea. În momentul când amplitudinea va deveni
zero, atunci greutatea va fi în repaus.
În aplicții industriale când se cere ca rezonatorul să dea maximul de percusiune sau putere
percutantă cu un minim de greutate, condiția e s ă îndeplinească cerința aplitudinii optime.
În practică mai sunt și cerințe cînd trebuie să ândeplinească o altă cerință. Cînd greutatea
este mare și deplasarea sau amplitudinea tot mare, dar destinat de a da lovituri ușoare. Acest tip de
utilizare se poat e obține prin aprirea masei rezonatorului mai aproape de amplitudinea maximă, iar
nu la amplitudinea optimă. În acest caz se observă că curba vitezei sau a curentului nu este continuă
ci discontinuă, deoarece greutatea se oprește brusc, deci viteza brusc s cade la zero. Acestă
discontinuitate se poate denumi deformția curentului furnizat rezonatorului. Se poate observa că
deformația este mai pronunțată pentru condițiile amplitudinii optime și dispare când se atinge
amplitudinea maximă.
În cazul când curba vitezei este armonică perfectă, astefel termenul deformație indică
abaterea, în formă, a curbei curentului de la curba armonică perfectă.

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

13
Pentru a obține o deformație neglijabilă a curentului, trebuie adoptată în rezonator o amplitudine
învecinată de ampl itudinea maximă.
În general uneltele mici cu caracter de portabilitate pot fi proiecate pentru a da maximul de
lucru cu minimul de greutate, lucrând astfel pe principiul ampliyudinii optime. Ciocanele de forjă
sau instrumentele grele similare pot fi proiec tate pentru a da o deformație mică a curentului.
2 Determinarea principalilor parametrii constructivi și funcționali a
rezonatorului sonic

2.1 Demersul de calcul pentru un rezonator sonic :

În cele ce urmează se prezintă calculul rezonatorului sonic :
– avem un ciocan mecanic alcătuit dintr -un piston, care ar avea rolul de greutate și de piston
– pistonul este ținut într -o poziție medie cu ajutorul resorturilor și supus pe o suprafață,
acțiunii unui curent sonic
– curentul sonic are perioada de pulsație egală cu perioada naturală de vibrație a ciocanului
Asta ar însemna că:
𝐿𝐶𝑎2=1 (2.1)
L – coeficient de inerție
C – coeficientul de capacitate sonică
a – viteza unghulară a manivelei [rad/s]
H – presiunea în tub [Pa]
Ω – secțiunea tubului care este egală și cu secțiunea pistonului [ 𝑚2]
Resorturile condenzatorului trebuie să fie astfel ca presiunea medie din coloana lichidă să
fie balansată. Presiunea medie 𝐻0, aceasta va produce o deplasare, 𝑦0, a pistonului.

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

14
Ecuația de mișcare o să fie:
𝐻0+ℎ=𝐿𝑑𝑖
𝑑𝑡+ (Ω
𝐶)∗(𝑦+ 𝑦0) (2.2)
Unde :
– h – presiunea sonomotrice
– i – curentul sonic
Dacă presiunea medie este balansată static, ecuația 2.3:
𝐻0= Ω𝑦0
𝐶 (2.3)
Astfel obținem:
ℎ=𝐿𝑑𝑖
𝑑𝑡+ (Ω
𝐶)∗𝑦 (2.4)
În situația respectivă avem condiția, ca originea lui y, poziția pe care pistonul o
ocupă sub acțiunea presiunii medii.
Pentru a obține maximul de efect prin lovirea ciocanului, este necesar ca, în
momentul în care pistonul începe să se deplaseze în su s din poziția lui de repau, presiunea
sonomotrice h să fie negativ. Asfel se poate ridica ciocanul prin scăderea presiunii sub
valoarea medie. Acesta este cazul când ciocanul lucrează la amplitudinea optimă.
Din relațiile de mai sus, obținem:
Φ= −𝜋 (2.5)
𝑖= −1
2𝐻𝐶𝑎𝑥𝑠𝑖𝑛𝑥 ,𝑦= 𝐻𝐶
2Ω∗(−𝑠𝑖𝑛𝑥 +𝑥∗𝑐𝑜𝑠𝑥 ) (2.6)
ℎ= −𝐻𝑠𝑖𝑛𝑥 (2.7)
Valorile lui y si i sunt raportate în figura 2.1

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

15

Fig.2.1 – Diagramele presiunii, cursei și curentului sonic pentru ciocane sonice (2)
Din figura 2.1 rezultă că y este maxim când 𝑥=𝜋 și dispare după un timp dat, când
𝑡𝑔𝑥 =𝑥, adică:
𝑥= 𝜋+ 77∘25′=4.49 (2.8)
În momentul respectiv : 𝑖=2.2𝐻𝐶𝑎 (2.9)

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

16
Valoarea maximă a lui y va fi:
𝑓= 𝜋𝐻𝐶
2Ω (2.10)
Energia ciocanului în momentul izbirii se obține înlocuind cu formulele 2.8 și 𝑥=𝜋 în
expresia lui U, și obținem:
𝑈=2.4𝐶𝐻2 (2.11)

Fig. 2.2 – Ciocan sonic cu două resorturi

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

17
Dacă resorturile au capacitățile 𝐶1 și 𝐶2 și sunt dispuse ca în figura 2.2, atunci:
1
𝐶1+ 1
𝐶2=1
𝐶 (2.12)
Resortul 𝐶1 trebuie comprimat pe o distanță f sub o presiune 𝐻0. În practică sa demonstrat,
că 𝐻0 este foarte apropiat de H.
𝐻0 ~ ℎ (2.13)
Astfel putem scrie:
ΩH= 𝑓Ω2
𝐶1 (2.14)
Din relația 2.14 rezultă:
1
𝐶1=𝐻
𝑓Ω (2.15)
Ω𝑓= (𝜋
2)𝐻𝐶 (2.16)
Din relațiile de mai sus rezultă:
1
𝐶1=(2
𝜋)∗(1
𝐶) (2.17)
Dacă avem unsingur resort, rezultă:
𝐻0= (𝜋
2)𝐻 (2.18)
Din 2.18 pentru unsingur resort relația va fi egală:
𝐻0≃1.57𝐻 (2.19)

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

18
Pentru resorturile din sârmă cu secțiune circulară, spiralate în formă cilindrică:
𝐵=2𝐺
𝜎2𝐹𝑓 (2.20),
Unde:
– B – volumul de metal total a resorturilor ( arcurilor)
– σ – efortul admisibil
– G – coeficientul de elasticitate transversală a metalului
𝐴= 8𝑁𝐷3
𝐺𝑑4 (2.21)
– 𝐴 – o constantă care depinde de resort
– 𝑑 – diametrul sârmei
– 𝐷 – diametrul mediu al spiralei
Ecuația 2.21 putem scrie mai simplu.
𝐵=𝑚𝐹𝑓 (2.22)
– 𝑚 – o constantă care depinde de G și σ
𝐹=0.4𝑑3
𝐷𝜎 (2.23)
𝑑= √𝐹𝐷
0.4𝜎3
(2.24)
𝑑=𝑛√𝐹𝐷3 (2.25)
– n – o con stantă ce depinde numai de σ
valorile pentru m și n pentru resorturi din oțel pentru diferite valori a lui σ , se iau din
tabelul 2.1:

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

19

Tab. 2.1
În tabelul mai sus valorile lui σ sunt date în 𝑘𝑔
𝑐𝑚2
𝐵1 și 𝐵2 find volumele metalului resorturilor:
𝐵1𝐶1= 𝐵2𝐶2=𝐵𝐶 (2.26)
Din 2. 26 putem să obținem valoarea lui 𝐵1 în fucție de B, find volumul total a resorturilor.
𝐵1= 2
𝜋𝐵=0.638 𝐵 (2.26)
𝐵1+ 𝐵2=𝐵 (2.27)
Din relațiile 2.26 și 2.27, obținem:
𝐵2= 1−2
𝜋𝐵=0.362 𝐵 (2.28)
Pentru resort uri din oțel avem:
𝐵=𝑎(1
𝐶)(𝑓
Ω)2
=𝑎𝜋2
4𝐻2𝐶 (2.29)
Pentru aplicațiile practice înlocind 2.4𝐶𝐻2 cu U, obținem:
𝐵=𝑎𝑈 (2.30)
Acestă relație arată că volumul resortului este proporțională numai cu enrgia furnizată într –
o lovitură și cu efortul admisibil în resort, dar complet independent de alte variabile.

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

20
Forța necesară pentru a pune în mișcare pistonul a unui condenzator pe o cursă f, este dată
de următoarea formulă:
𝐹= 𝑓Ω3
𝐶= 𝜋
2𝐻Ω=1.57𝐻Ω (2.31)
Având cazul din figura 2.2, deci avem două resorturi în rezonator. Considerăm că fiecare
din ele succesiv se destinde complet la o cursă egală cu f. Însemând cu 𝐹1 și 𝐹2, forțele necesare
pentru a comprima pe fiecare din aceste resorturi cu cantitatea f, relația de mai sus arată că:
𝐹𝐶= 𝐹1𝐶1= 𝐹2𝐶2 (2.32)
sau
𝐹
𝐵= 𝐹1
𝐵1= 𝐹2
𝐵2 (2.33)
Din relațiile 2.27 și 2.32 sau 2.33 rezultă:
𝐹= 𝐹1= 𝐹2 (2.34)
𝐹1=0.638 𝐹=𝐻Ω (2.35)
𝐹2=0.362 𝐹=0.57𝐻Ω (2.36)
Pentru ciocanele mecanice care lucrează la amplitudinea optimă, în aplicațiile practice este
recomandat următ oarea procedură de calcul:
Dacă avem date următoarele:
– U – energia la fiecare lovitură
– H – presiunea sonomotrice din linia de transmisie
– a – pulsația curentului
– P – greutatea ciocanului
– D1 și D 2 – diametrele resorturilor
Din relația 𝑈=2.4𝐶𝐻2 (2.11), calculăm capacitatea
𝐶= 𝑈
2.4𝐻2 (2.37)

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

21
Din condiția de rezonanță 𝐿𝐶𝑎2=1 (2.1) obținem:
Ω= 𝑎
31.3√𝐹𝐶 (2.38)
Cursa se obține din relația:
𝑓= 𝜋𝐻𝐶
2Ω (2.39)
Forța maximă asupra resorturilor va fi:
𝐹1=𝐻Ω (2.40)
𝐹2=0.57𝐻Ω (2.41)
Volumele res orturilor:
𝐵1=𝑎𝐹1𝑓 (2.42)
𝐵2=𝑎𝐹2𝑓 (2.43)
Diametrtele sârmei pentru cele două resorturi se calculează foarte ușor cu formulele:
𝑑1=𝑛√𝐹1𝐷13 (2.44)
𝑑2=𝑛√𝐹2𝐷23 (2.45)
Astfel toate elementele a ciocanului am determinat.
Să considerăm că ciocanul este un receptor al cărui factor de putere este unitatea (adică
avînd presiunea sonică și curentul în fază). Curentul luat este de o formă sinusoidală, având o
valoare maximă:
𝐼=𝑟𝑎Ω (2.46)
Unde:
– I – debitul alternativ maxim [cm3/s]
– l – lungimea echivalentă a manivelei motrice [cm].

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

22
Puterea absorbită în acest caz va fi:
𝑊= 𝐻𝐼
2 (2.47)
Lucrul efectuat în timpul unei singure oscilații va fi:
𝑈= 𝐻𝐼
2𝑛= 𝜋𝐻𝐼
𝑎= 𝜋𝐻𝑟 Ω (2.48)
Înlocind 2.48 în formula 2.11 obținem:
𝑈=2.4𝐶𝐻2= 4,8
𝜋𝐻𝑓Ω (2.49)
Astfel rezultă:
𝑟= 4.8
𝜋2𝑓 (2.50)
Sau aproximativ
𝑟 ~ 𝑓
2 (2.51)
Din relațiile de mai sus putem să tragem concluzia, că efectul maxim util al unui ciocan,
cu o cursă f, poate fi calculat simplu prin formula 𝑊 ~ 𝐻𝐼
2 (2.47). H și I fiind maximul presiunii
sonomotrice și maximul curentului date de ecuația 𝐼=𝑟𝑎Ω (2.46), ca și cum curentul ar fi de
formă sinusoidală și în fază cu H. Acest efect maxim este obținută cu condiția ca ciocanul și
condenzatorul lui, să fie în rezonanță cu presiunea sonomotrice imprimată, să fie în echilibru, la
punctul unde se produce lovitura, su b acțiunea resorturilor condenzatorului și a presiunii medii a
liniei, presupus că lucrează static.
Pe de altă parte, aceste condiții ale unui ciocan mecanic, lucrând la amplitudinera optimă,
produc în aceleși timp cea mai mare deformație în curent. Trebui e să îndplinească condiția, ca
ciocanul mecanic să fie de dimensiuni relativ mici, astfel ca să absoarbă un curent relativ mic din
linia de transmisie principală.
În cazul în care se cere o deformație mică, se pot aplica formulele date pentru cazul
amplitu dinii maxime. În cazul unui ciocan de forjă, care în general cere o rificare destul de mare
a unei greutăți și o cantitate relativ mică de energie pe secundă, procedăm în următoare fel:

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

23
-pentru a obține o cursă foarte mare este recomandat de a întrebuința un rezonator, formând
dintr -o masă de ciocan de inerție considerabilă, purtată de două resorturi sau capacități
– în loc de a încerca de a obține prin lovitură efectul maxim, impunem condiția ca
deformația curentului care alimentează ciocanul să aibă o val oare mică.
Să presupunem că deformația u 1 și puterea mecanică W de absorbire sunt date. Presiunea
sonomotrică H, frecvența n și cursa f sunt cunoscute. Astfel putem determina dimensiunile
ciocanului.
𝐼= 2𝑊
𝐻 (2.52)
𝑢1= 𝑊
𝑛𝐿𝐼2 (2.53)
Astfel obținem:
𝐿= 𝐻2
4𝑛𝑢1𝑊 (2.54)
Dar știm că:
𝐿= 𝑃
𝑔𝜔2 (2.55)
Unde
– ω – suprafața secțiunii tubului
– g – accelerația gravitațională
– P – greuatea
𝐼= 𝑓𝑎𝜔
2= 𝜋𝑛𝑓𝜔 (2.56)
𝑃= 100 𝑊
𝑓2𝑛2𝑢1 (2.57)
𝜔= 2𝑊
𝜋𝐻𝑛𝑓 (2.58)
Astfel am determinat greutatea ciocanului și secțiunea pistonului.

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

24
2.1 Alegerea parametrilor ini țiali:

2.3 Parametrii procesului de schimbare a gazelor
Se alege urmatoarele marimi care sunt trecute in tabelul 2.2:
Tabelul 2.2
Presiunea la sfarsitul
admisiei: pa= 9,00E+04
2mN
Preincalzirea
amestecului: ∆T= 20
°C
Coeficientul de
postardere: υp= 1,23

Fig 2.2.1 Variația temperaturii aerului in
urma comprimării cu turbocompresor Fig 2.2.2 Variația densității aerului in urma
comprimării cu turbocompresor

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

25

Fig 2.2.3 Fig 2.2.4

In continuare se calculează coeficientul gazelor reziduale:
=−+=
r p ar
r0
rpυpεp
TΔTγt
0,039 (2.1)
Temperatura la sfârșitul admisiei va fi:
=+++=
rr r
aT T TT
10
342,24 K (2.2)
Coeficientul de umplere:
=+−=
rp
aa
vTPTP

1100
1,011 (2.3)
2.4 Parametrii procesului de comprimare

Se adoptă pentru coeficientul politropic de comprimare
=1n 1,38
Presiunea la sfârșitul comprimării:

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

26

06 781,138,1^5,9*4^10875,01+ =  == E PPn
a c 
2mN (2.4)
Temperatura la sfarșitul comprimării:
779 5,975,363138,1 11=  = =− −n
a cTT 
K (2.5)

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

27
2.5 Parametrii proc esului de ardere

Se adoptă următoarea compoziție a motorinei care este trecuta in tabelul 2.4.1:
Tabelul 2.4.1
c= 0,854 kg
h= 0,142 kg
o= 0,004 kg
=iQ
43500
gj
KK

Se vor mai alege următorii parametrii care sunt trecuti in tabelul 2.4.2:
Tabelul 2.4.2
Coeficientul de utilizare a căldurii: ξ= 0.850
Coeficientul de creștere a presiunii: π= 1.6
Coeficientul de corecția a presiunii: f2= 0,900
Masa molară a combustibilului: Mc= 0,009

Aerul minim necesar arderii a 1 kg de combustibil se calculează :
=

−+  =324 12 21,01
minohcL
0,507
combKKmolaer
g (3.6)
Cantitatea de aer necesar arderii:
=  = = 507,002,1minL L
0,482
combKKmolaer
g (2.7)
Coeficientul teoretic de variație molară a incărcăturii proaspete:

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

28

=++
=LchL124
0 1,066 (2.8)
Coeficientul real de variație molară a incărcăturii praspete :
=++=
rr
f 10
1,063 (2.9)
Căldura specifică molară medie a amestecului iniț ial :
C'μv=20+17,4*10-3*Tc=33,549
KmolKKj (2.10)
Căldura specifică molară medie a gazelor de ardere pentru λ>1 :
z v T C * 10*)5.158.13()2.920(4 '' −+ + + = 
KmolKKj

z z v T T C   + =  + + + =− − 4 4 ''1063.21 08.24 10)5.158.13()2.920( 
(2.11)
Temperatura la sfârșitul arderii rezultă din următoarea ecuație :

Tz=2053.78 K (2.12)
Presiunea la sfârșitul arderii :
=   ==61049,79,0 ' c zp p 
7,55E+06
2mN (2.13)
Gradul de destindere p realabilă:
=  == =823.9821916
5.113.1
cz
cz
TT
VV

1,319 (2.14)

= + = + ++ 
z f M v c mv
riT R C T R CLQ  
 ) ) () 1('' '
min

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

29
2.5 Destinderea

Se adoptă coeficientul politropic al destinderii:
28.12=n
Gradul de destindere :
= == =47.119

zb
VV
14.78 (2.15)
Presiunea la sfârșitul destinderii:
== =−123.16
25,91049,7
2nz
bpp
4,73E+05
2mN (2.16)
Temperatura la sfârșitul destinderii:
= = =− − 123.1 15,93136
2nz
bTT

1694 K (2.17)
2.6 Parametrii principali ai motorului

Se adopta urmatoarele valori care sun trecute in tabelul 3.5 :

Tabelul 2.6.1
coeficientul de rotunjire al diagramei: μr= 0,950
randamentul mecanic: ηm= 0,86

Presiunea medie a ciclului teoretic :
=


−−−

−−−−=− − 1
11
2121111 111)1(1'n nc
in npp
 
(2.18)
p'i=1,25E+06
2mN

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

30
Presiunea medie indicată:
= ='
i r i p p
1306056
2mN (2.19)
Randamentul indicat al motorului:
=  = =
i vi
i vi
M iQ pT L p
Q pTMpR

00 min
00 1314,8
0,316 (2.20)
Presiunea medie efectivă:
= =i m e p p
1,02E+06
2mN (2.21)
Randamentul efectiv al motorului:
= =i m e  
0,272 (3.22)
Consumul specific efectiv de combustibil :
==
i eeQg1000* 3600
0.197
KwhKg =304 g/kwh (2.23)

2.7 Dimensini fundamentale ale motorului

Se adoptă raportul cursă alezaj:
= =DS
0,83 (2.24)
Capacitatea cilindrică necesară:
==inppV
en
h120000
0.321 dm3 (2.25)
Se determina alezajul și cursa:
==34
hVD
79,35538 ÷79,40 mm (2.26)

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

31

==D S65,60 mm (2.27)
Viteza medie a pistonului:
==30nSWm
12.03
sm (2.28)
Cilindreea totală a motorului:
==h t ViV
1.282 (3.29)
Puterea litrică:
= =
tn
iVPP
46,79
lKw (2.30)
3.1 Diagrama indicată:

Volumul la sfarsitul cursei de admisie:
=−=1
h aV V
0.49 dm3 (2.31)
Volumul la sfârșitul compresiei:
= =a
cVV
0,025dm3 (2.32)
Se traseaza izocorele: Vb=Va
Vc=Vz
Politropa ac care reprezintă procesul de comprimare se trasează prin puncte:
1n
xa
a xVVp p


=
(2.33)
Politropa destinderii zb se trasează analog:
2n
xz
z xVVp p


=
(3.34)

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

32

==c z V V 0,0378 (2.36)
Se adopta:
unghi de avans la aprindere {20…40oRAC}
as=35oRAC
unghi de avans la DSE
adse =40
raportul dintre raza manivelei si lungimea bielei
lb = 1/3,6=0,278
Xs = (S/2)*{[1 -cos(a s)]+(l b/4)*[1 -cos(2a s)]} =10,81 mm
p''c = {1,15..1,25}*p c = 1,2*p c =11044431 [N/m^2]
Xev = (S/2)*{[1 -cos(a ev)]+(l b/4)*(1 -cos(2a ev)]} =13.9 mm
p'a = (1/2)*(p a+pb) =315333 [N/m^2]
Vc'=p*D2*Xs/4=0.067 dm3
Vb'=Va -PI()*D^2*Xev/4= 13.905 dm3

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

33

Fig 2.7.1 0510152025303540455055606570
0.000 0.050 0.100 0.150 0.200 0.250 0.300 0.350 0.400p [10^5N/m2]
V[l]DIAGRAMA INDICATĂ

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

34
2.8 Cinematica mecanismului bielă -manivelă

Analizele cinematice și calculul dinamic al mecanicsmului bielă -manivelă sunt necesare
pentru determinarea forțelor care acționează asupra pieselor motorului. Cercetările de detaliu ale
cinematicii mecanismului bielă -manivelă din cauza regimului variabil d e funcționare, sunt foarte
complexe. La determinarea sarcinilor pe piesele motorului se folosesc însă formule simplificate
obținute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit și la regim atabilizat, care dau
o precizie suficientă și ușur ează esențial calculul.
La o viteză unghiulară constantă de rotație a arborelui cotit, unghiul de rotație este
proporțional cu timpul și prin urmare toate mărimile cinematice pot fi exprimate în funcție de
unghiul α de rotație a arborelui cotit.
În calcul e se consideră că poziția inițială pentru măsurarea unghiului α este poziția
corespunzătoare pentru care pistonul este la distanța maximă de la axa arborelui cotit.

Figura 2.8.1 Mecanismul biela -manivela cu piston axat

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

35
α – unghiul de rotație al manivele i la un moment dat,care sa măsoara de la axa cilindrului
in sensul
 = n
30
1 – viteza unghiulara de rotatie a arborelui cotit, în s-1;
n – turatia arborelui cotit, în rot/min;
R – raza manivelei (distanta dintre axa arborelui cotit si axa fusului maneton), în m;
S = 2R – cursa pistonului (distanta dintre p.m.s. si p.m.i.) în m;
l – lungimea bielei, în [m].
raportul λ=R/l – raportul dintre raza manivelei si lungimea bielei.

S= 65,60 mm
= =2SR
32,80 mm
= =6.31
0,272

βmax= 15°
Deplasarea pistonului
)]2cos(1(4cos1[()2cos(1(21sinsin2cos1[(
22
 
 −+ −= −=+ −=
R SR S
xx

==30n
397.94 (2.8.1)

mRL 102.0= =

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

36
Expresia deplasării pistonului:
)2cos(1(4cos1[(   −+ −=R Xp
(2.8.2)
Expresia vitezei pistonului:
)2sin(2[(sin    + =R Vp
(2.8.3)
Expresia accelerației pistonului:
=+ =    2cos (cos2R ap
(2.8.4)

Fig.2.8.2 Cinematica mecanismului
2.9 Calculul dinamic al mecanismului bielă -manivelă

Prin calculul dinamic al mecanismului bielã -manivelã se urm ăreste determinarea mãrimii si
caracterului variatiei sarcinilor care actioneazã asupra pieselor motorului. Cercetarile în detaliu
sunt foarte complexe din cauza regimului variabil de functionare. De aceea se folosesc relatii
simplificate, obtinute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit si la regim
stabilizat. -10000-5000050001000015000
-30-20-10010203040506070
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720ap[m/s]xp[m],
vp[m/s]
α[șRAC]LEGILE DE MIȘCARE ALE PISTONULUI
xp
vp
ap

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

37
2.9.1 Forțele care acționeaza in mecanismul bielă – manivelă

Asupra mecanismului bielã -manivelã, actioneazã fortele date de presiunea gazelor din
cilindru si fortele de inertie ale maselor mecanismului aflate în miscare. Fortele de frecare vor fi
considerate neglijabile. Fortele de inertie sunt constituite din fortele de inertie ale maselor a flate
în miscare alternativã de translatie si forte de inertie ale maselor aflate în miscare de rotatie.
Pentru calculul organelor mecanismului bielã -manivelã, al sarcinilor în lagãre, pentru
cercetarea oscilatiilor de torsiune, etc., trebuie determinate valorile maxime, minime si medii ale
acestor forte. De aceea mãrimile fortelor se vor determina pentru o serie de pozitii succesive ale
mecanismului, functie de unghiul de rotatie al arborelui cotit.
Pentru determinarea fortelor din elementele mecanismului bielã -manivelã este recomandabil
sã se înceapã cu determinarea fortelor care acționeazã dupã axa cilindrului , cercetând separat
fortele de presiune a gazelor si fortele de inertie.

Figura 2.7.1.1 Fortele si momentele care actioneaza in mecanismul biela -manivela
2.9.2 Forta de presiune a gazelor

Forta data de presiunea gazelor pe piston se determina cu relatia:
.cart x gp g g
p p pAp F
− = =
[N] (2.7.1)
Ap – aria suprafeței capului pistonului;

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

38
pg – presiunea gazelor în cilindru după diagrama indicată;
==42DAp
0,005 m2 (2.7.2)
D=79,0 mm
Forta de presiune a gazelor este îndreptatã dupã axa cilindrului si poate fi consideratã în axa
boltului de piston. Aceastã fortã este consideratã pozitivã când este orientatã spre axa arborelui
cotit si negativã când este orientatã invers.
Calculul valorilor fortelor Fgse face tabelar 6.1 si se construieste curba Fg = f(α) graficul
6.2
2.9.3 Fortele de inertie

Fortele de inertie sunt produse de masele aflate în miscare acceleratã si anume: piston
asamblat (piston, bolt, segmenti, sigurantele bolțului), bielã si arbore cotit.
Fortele de inertie sunt îndreptate în sens opus acceleratiei si sunt date de formula generalã:
[N]am- = F 
(2.7.3)
m – masa elementelor în miscare, în [kg]
a – acceleratia maselor, în [m/s2].

În functie de felul miscãrii elementelor mecanismului motor distingem urmãtoarele tipuri de
forte de inerție:
a) Fortele de inerti e produse de masele elementelor aflate în miscare de translatie ( Fj);
b) Fortele de inertie produse de masele neechilibrate ale elementelor aflate în miscare de
rotatie ( Fr).
2.9.4 Fortele de inertie ale maselor in miscare de translatie
Aceste forte sunt produse de masele pistonului asamblat (piston, segmenti, bolt de bielã si
sigurantele acestuia) si o parte din masa bielei si sunt considerate concentrate în axa boltului.

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

39
Determinarea fortelor de inertie ale maselor aflate în miscare de translatie se face cu relatia:
[N] am- = F p j j 
(2.7.4)
mj – masele pieselor în miscare de translatie, în [kg];
ap- acceleratia pistonului, în [m/s2].
Masele aflate în miscare de translatie se determinã cu relatia urmãtoare:
m + m = m 1b p j
2 (2.7.5)
mp – masa pistonului asamblat, în [kg];
m1b – masa bielei concentratã în axa boltului si care se considerã cã executã miscare de
translatie, în [kg].
Fortele de inertie Fj se pot exprima, tinând seama de expresia acceleratiei pistonului pentru
mecanismul bielã -manivelã axat.
[N] )2 + (2 Rmj- = Fj    cos cos  
(2.7.6)
Calculul valorilor fortelor Fj se face tabelar 2.10.1 si se construieste curba Fj = f(α) graficul
2.10.1
2.9.5 Masele pieselor in miscare ale mecanismului biela – manivela

Pentru simplificarea calculelor, masele pieselor în miscare pot fi înlocuite cu mase reduse
concentrate în articulatiile mecanismului bielã -manivelã.
Masa bielei este consideratã ca fiind concentratã în cele douã axe în care este articulatã,
respectiv în axa ochiului bielei ( m1b) si în axa capul ui bielei ( m2b).
Componenta m1b a masei bilei se considerã cã executã miscare de translatie si este luatã în
calculul fortei de inertie Fj. A doua componentã m2b se adaugã maselor rotitoare ale mecanismului.
Pentru majoritatea motoarelor de autovehicule, r epartizarea masei bielei pe cele douã
componente este:
1b b m = (0,2 0,3) m;  
(2.7.7)

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

40

2b b m = (0,7. ..0,8) m
sau, cu suficientã aproximatie:
;m 0,275 = m b 1b 
(2.7.8)
;m 0,725 = m b 2b 

În aceste conditii, masa elementelor aflate în miscare de translatie alternativã se poate
determina cu relatia:
;m 0,275 + m = m + m = m b p 1b p j 
(2.7.9)
mp – masa pistonului asamblat, în [kg];
mb – masa bielei , în [kg].
2.9.6 Fortele sumare care actioneaza in mecanismul biela – manivela

Prin însumarea algebricã a fortelor de presiune a gazelor Fg si fortelor de inertie Fj,
determinate pentru diferite pozitii ale manivelei, se obtin valorile fortei sumare care actioneazã în
lungul axei cilindrului.

[N] F + F = Fj g
(2.7.10)
Calculul valorilor fortei F se face tabelar si se construieste curba F=f(α) graficul 2.7.6.1
pcart.=1*105 N/m2= 100000 N/m2
Se alege: m b=250[kg/m^2] m b=250*Ap= 1.25 kg
mp=200[kg/m^2] m p=200*Ap= 1 kg

m1b=(0.2…0.3)*m b=0.275*m b= 0,088 kg
m2b=(0.8…0.7)*m b=0.725*m b= 0.232 kg
mj=m p+m 1b= 0,338 kg

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

41

Graficul 2.7.6.1

Graficul 2.7.6.2 -10000-500005000100001500020000250003000035000
0 120 240 360 480 600 720Fg, F, Fj[N]
α[șRAC]Fg, Fj, F = f(α)
Fg
F
Fj

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

42
Forta F aplicatã în axa boltului se descompune în douã componente, una de sprijin, normalã
pe axa cilindrului ( N) si una dupã axa bielei ( B):

N = Ftg [N]
3 (2.7.11)
B = F [N]cos
4 (2.7.12)
Calculul fortelor N si B se face tabelar (vezi tabelul 2.9.2) si se reprezintã grafic curbele
N=f(α) si B=f(α) (graficul.2.9.3).
În axa fusului maneton, forta B se descompune în douã componente, una radialã ( Z) si una
tangentialã ( T), expresiile lo r fiind urmãtoarele:
T = B ( + ) = F( + )  sinsin
cos  

5 (2.7.13)
Z = B ( + ) = F( + )  coscos
cos  

6 (2.7.14)
Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor T si Z (vezi tab.6.2) se traseazã curbele T=f(α)
si Z=f(α) (graficul.2.9.4).
Forta tangentialã T este singura fortã care produce momentul motor. Expresia momentului
motor este:
M = TR = F( + )R [N m]    sin
cos 

7 (2.7.15)
Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor Mse traseazã curbele M=f(α) (graficul.2.9.6).
) sin arcsin(     =

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

43

Graficul 2.7.6.3

Graficul 2.9.5 -15000-10000-5000050001000015000200002500030000
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720N, S [N]
α[șRAC]N ,S = f(α)
S
N
-9000-4000100060001100016000210002600031000
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720Z, T [N]
α[șRAC]Z ,T = f(α)
Z
T

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

44

Graficul 2.9.6

2.9.7 Momentul total al motorului policilindric

Momentul motor total se obtine prin însumarea momentelor obtinute pentru fiecare cilindru
al motorului tinând cont de ordinea de functionare a acestora si de configurația arborelui cotit. De
asemenea, se poate obtine suma momentelor ce actioneazã asupra fiecãrui fus palier al arborelui
cotit.
Se stabileste variația momentului motor total functie de unghiul α de rotatie a arborelui cotit,
precum si valoarea momentului mediu. Cu valoarea momentului mediu se calculeazã puterea
dezvoltatã de motor care se comparã cu puterea obtinutã la calcu lul termic.
Ca pozitie de pornire ( α=0) se considerã pozitia corespunzãtoare p.m.s. a primului cilindru,
aflat la admisie.
-150-100-50050100150200250300350400
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720M [Nm]
α[șRAC]MOMENTUL MONOCILINDRIC

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

45

Graficul 2.9.7
2.9.8 Alegerea ordinii de lucru a cilindrilor

Pentru realizarea unei succesiuni optime de functionare a cilindrilor mot orului si o
echilibrare naturalã cât mai completã a fortelor de inertie si momentelor acestora, trebuie stabilitã
o anumitã pozitie relativã a manivelelor arborelui cotit.
Succesiunea optimã de functionare a cilindrilor se stabileste din conditia distribut iei
uniforme a exploziilor succesive dintre doi cilindri vecini, pentru a nu rezulta sarcini medii prea
mari pe fusurile paliere dintre acestia. Trebuie sã se aibã în vedere si circulatia încãrcãturii
proaspete în conducta de admisie, adicã asigurarea unui numãr minim de schimbãri de directie a
curentului în conducta de admisie si evitarea interceptãrii încãrcãturii destinate unui cilindru de
cãtre un cilindru vecin cu canal de admisie mai scurt. Aceastã interceptare provoacã o crestere a
neuniformitãtii um plerii cilindrilor.
Pentru o echilibrare naturalã cât mai completã a fortelor de inertie si a momentelor acestor
forte trebuie cãutate acele pozitii relative ale manivelelor arborelui cotit pentru care fortele
cetrifuge si fortele de inerție de ordinul unu si doi se anuleazã reciproc. De asemenea, pentru
echilibrarea momentelor date de fortele de inertie, trebuie ca manivelele sã fie dispuse "în oglindã", -100-50050100150200250300350
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720Mr[Nm]
α[șRAC]MOMENTUL POLICILINDRIC

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

46
adicã manivelele egal depãrtate de mijlocul arborelui cotit sã se afle în acelasi plan si orientate în
acelasi sens.
Tinând seama de cele prezentate mai sus, pentru un motor cu numãr cunoscut de cilindri si
timpi, se stabileste o anumitã formã a arborelui cotit si o ordine de lucru optimã a cilindrilor
motorului.
Ordinea de lucru a cilindrilor 1-4-3-2
0 180 360 540 720
alfa
1 A C D E
2 D E A C
3 C D E A
4 E A C D

Calculul momentului total al motorului
În timpul unui ciclu, cilindrii motorului parcurg în mod diferit fazele ciclului motor, în
functie de ordinea de lucru aleasã si de geometria arborelui cotit.
Pentru calculele ulterioare este necesarã atât determinarea momentului motor total cât si a
momentelor de torsiune care solicitã fiecare fus palier în parte.
Tinând cont de cele expuse mai sus, momentul motor policilindric este alcãtuit din douã
componente:
• componentã creatã de forta tangentialã care actioneazã asupra cotului corespunzãtor
cilindrului dat si care depinde numai de unghiul de rotatie al arborelui cotit;
• o componentã datã de momentul sumar al fortelor care actioneazã în cilindrii anteriori
cotului respectiv si depinde de numãrul de cilindri si de ordinea lor de lucru.
2.9.8.1 Momentul total al motoarelor cu cilindrii în linie
Calculul momentului total se exemplificã pe un motor cu 4 cilindri în linie, în 4 timpi.
Unghiul de decalaj intre doua aprinderi succesive este dat de relatia :

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

47

  RACi01804720 720= = = (2.7.17)
2/) sin* cos (2/) sin* cos (
2 2 1'2 2 1'
  
Z TT ZT ZZ T
− + =+  + =
(2.7.18)
φ – unghiul de decalaj
φ= 180 °

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

48

Insumarea momentelor

(2.7.19)
Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor M (vezi tab.2.10.3) se traseazã curba
M1-4=f(α) (graficul.2.10.7).
2.9.9 Rezultanta fortelor maneton
) (2 2Z T Rm + =
(2.7.20)
050001000015000200002500030000
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720Rm[N]
α[șRAC]DESFĂȘURATA FORȚEI REZULTANTE RmPE FUSUL
MANETON
31 4 41421 3 31310 2 212110
2) 360(2) 180(2) 540(2)0(
− −− −− −−
+ = =+ = =+ = = ==
M M MST MM M MST MM M MST MST MM M


UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

49
2.9.10 Rezultanta fortelor palier

) (2'2'Z T Rp + =
(2.7.21)
Pe baza calculului tabelar al valorilor rezultantei fortelor din maneton Rm (vezi tab.2.9.4) si
valorilor rezultantei fortelor din palier Rp (vezi tab.2.10.4) se traseazã curbele Rm=f(α)
(graficul.2.9.8) si Rp=f(α) (graficul.2.9.9). Pe baza tabelului 2.9.4 se vor trasa si diagramele polare
ale fusului maneton (graficul.2.9.10) respective fusului palier (graficul.2.9.11)

Graficul 2.7.10.1

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

50

Graficul 2.7.10.2

Graficul 2.7.10.3

020004000600080001000012000140001600018000
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720Rp [N]
α[șRAC]DESFAȘURATA FORȚEI REZULTANTE RpPE FUSUL
PALIER

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

51

Graficul 2.7.10.4 -8000
-4000
0
4000
8000
12000
16000
20000
24000
28000
32000-4000 0 4000 8000 12000
T [N]
Z [N]DIAGRAMA POLARĂ PENTRU FUSUL
MANETON

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

52

Graficul 2.7.10.5
-20000
-16000
-12000
-8000
-4000
0
4000
8000
12000
16000
20000-10000 -5000 0 5000 10000
Tp[N]
Zp[N]DIAGRAMA POLARĂ PENTRU FUSUL PALIER 1

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

53
3 Calculul de predimensionare al motorului

3.1 BLOC MOTOR RĂCIT CU AER

– Cilindrii sunt grupați în blocul cilindrilor care împreună cu carterul se constituie într -o
singură piesă.
– Blocul motor este proiectat cu cilindri nedemontabili soluție la care cilindri și blocul se
constituie într -o piesă unică. Pentru a asigura rigidita tea necesară pereții blocului motor
se nervurează atât la interior cât și la exterior astfel încât aceasta se constituie sub formă
de corp zăbrelat.
– Grosimea pereților se adoptă cât mai subțiri posibil deoarece nervurile preiau tensiunile
din timpul funcți onării. Se alege bloc motor din aliaj de aluminiu cu grosimea peretelui
de 6 [mm].
– Nervurile prevăzute pentru mărirea rigidității blocului vor avea grosimi de 6 -8 [mm].
Pentru răcirea cilindrilor se prevede o cameră de răcire cu grosime a stratului de lic hid de
9 mm.
– Diametrul plăcii superioare este de 5 mm.
Se alege varianta cu camasi uscate
Din calculul termic a rezultat:

Puterea nominală Pn= 80,85 [kw]
Turația nominală nn= 6200 [rot/min]
Numarul de cilindrii: i= 4
Tip motor MAS
Număr de timpi τ= 4

Alezajul D= 79,40 [mm]
Cursă S= 65,6 [mm]
Raportul de compresie ε= 8,7
Presiunea maximă a
gazelor pgmax= 6,79408516 [N/mm²]
Presiunea medie efectivă pe= 1,02 [N/mm²]

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

54
3.2 CALCULUL DE DIMENSIONARE AL PISTONULUI

Calculul pistonului la solicitari mecanice:
– Se alege piston cu camera de ardere omega ,datorita inaltimii mai mici a pistonului si o
ardere buna prin injectie cu injector cu mai multe orificii.
– Pistonul se face din aliaj de Al pe baza de Si din grupa aliajelor eutectice.
– Marca aliajului: ATC Si12CuMgNi. MAHLE 124
– Modulul de elasticitate: E=1500 [daN/mm^2].
– Duritatea Brinell: 90…120 HB la 293 [K]
70…90 HB la 423 [K]
30…40 H B la 523 [K]
– Rezistenta la rupere la tractiune: 20…25 [daN/cm^2] la 293 [K]
18…23 [daN/cm^2] la 423[K]
10…15 [daN/cm^2] la 523 [K]
– Rezistenta la rupere la oboseala: 8…12 [daN/cm^2] la 293 [K]
5 [daN/cm^2] la 523 [K]
Dimensiunile preliminare ale pistonului:

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

55

Fig. 3.3.1 Elementele de calcul ale pistonului
Lungimea pistonului:
H= 71,4 6 mm
Lungimea mantalei:
L:=0,430…0,520D Se adopta:L=35,5 mm
Inaltimea de compresie:
l1=0,350…0,450 D Se adopta:l 1=54 mm
Inaltimea de protectie a segmentului de foc:
h:=0,040…0,120 D Se adopta:h=11,5 mm
Grosimea flancului:
hc=0,030…0,450 D Se adopta:h c=3 mm
Grosimea capului:

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

56
δ=0,080 …0,400D Se adopta: 𝛿=8 𝑚𝑚
Distanta dintre bosajele alezajului boltului:
b=0,250…0,400 D Se adopta: b=30,4 mm
Diametrul fundului segmentului:

– grosimea radiala a segmentului:
d=4 mm
Dimensionare pistonului:
Diametrul interior al capului pistonului:

Pmax – presiunea maxima a gazelor
di = 46mm

Efortul de incovoiere la extremitatea capului pistonului:

Calculul zonei port -segmenti:
Umarul canalului pentru segment este supus la solicitari de incovoiere si forfecare
de catre
t3mm=
ral 30MPa =
diral2
0.1875 Pmax Patm− ( ) =
iPmaxdi
2 =
ia 40MPa =
i17.1MPa =

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

57
forta de presiune a gazelor scapate prin interstitiile dintre piston si camasa
cilindrului, care
actioneaza asupra segmentului:

0,387

Unde: 38,25
37,25
Dp= 76,5

Efortul unitar la forfecare:
5,164

Efortul unitar echivalent:
10,334
σa=300…400 [N/mm²] pentru pistoane din aliaje de aluminiu

Grosimea peretelui in regiunea port -segmenti:
– presiunea medie efectiva:
pme=1.05 Mpa
– dista nta dintre planurile care delimiteaza zona
port-segment si generatoarea alezajului boltului:
l:=16 mm
l’:=8 mm
49.913
=

 −  =


−  =2 2
5,22525,3864,628,2 28,2
hrRp
ci p
gmax i
= =2p
pDR
==2dri
( )
( )=  =  =
− −  = 64,676,0 76,076,0
max 2 22 2
max
g
i pi p g
f p
r Rr R p

= + = + =2 2 2 2046,54 734,382 4f i ech   
=   − =   − =22
2 22
2
1 )05,16,165,7602135,0(5,66 ) 02135,0(mepplDd d

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

58
Se adopta d 1=50
49.925

Calculul mantalei pistonului:

Fig. 3.3.2

Presiunea specifica pe mantaua pistonului:
– forta normala maxima pe suprafata cilindrului:

Aev=7992 mm2

Fig.4 Grosimea peretelui mantalei
Aev 2Dp
2 L =
L – lungimea mantalei [m m]
Aev – aria suprafe tei evazate proiectatã pe un plan normal pe axa bo ltului [ mm2].
=   − =   − =22
2 2
'2
2
2 )05,13,55,760513,0(5,66 ) 0513,0(mepplDd d

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

59

Grosimea peretelui mantalei, respectiv diametrele interioare:
– în planul axei boltului:

l1=32.5 mm
50,16
– la partea de jos a mantalei:

l1’=8mm
49,17
Jocul pe flancurile segmentului si jocul radial:
Pentru segmentii de compresie: ja= 0.03 ; jr=0.8;
Pentru segmental de ungere: ja=0.02; jr=1

– pentru segmentul de foc:
– pentru segmentul de compresie:
– pentru segmentul de ungere:

psmNmax
DpLAev−=
psma 0.7MPa =
psm 9775 MPa =
l1-distan ta de la fundul pistonului la generatoarea alezajului bol tului [mm].
l1'- distan ta dintre planul care delimiteazã zona port -segment si generatoarea
alezajului pentru bol t [mm].
Ts420K =
f1 0.075=
f2 0.028=
f3 0.046=
=   − =   − =22
2 2
12
2
3 )05,18,215,7602135,0(5,666 ) 02135,0(mepp
lDd d
=   − =   − =22
2 2
'
12
2
4 )05,145,7600772,0(5,66 ) 00772,0(mepp
lDd d

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

60

3.3 CALCULUL SEGMENTILOR

Se adopta solutia cu trei segmenti (doi de compresie si unu de ungere) deoarece
asigura o etansare buna a camerei de ardere si o ungere adecvata a cilindrului.

Fig. 3.4.1
j1f1t1
bAl TsDp =
j141.2m =
j2f2t2
bAl TsDp =
j215.4m =
j3 f3t3
buAl TsDp =
j329.2m =

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

61

Fig. 3.4.2 Curba de repartitie a presiunii segmentului pe oglinda cilindrului

Grosimea axiala a segmentilor:

Grosimea axială pentru segmenții de comresie

1,97

Grosimea axială pentru segmenul de ungere

2,98

k 0.08=
constanta
a65MPa =
b 3=
mm
pmax – presiunea maximã din cilindru [daN/mm2 ]

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

62

Se adopta:
– compresiune:
– ungere:
Presiunea medie:

0.26

Unde: E- Modulul de elasticitate
E= 1.20E+05 23
3.5
Grosimea radiala a segmentului:

4

D= 79,4 [mm]
Km= 1,742
σa= 240 [N/mm²]

Se adopta
Verificarea efortului unitar la montaj:
a – efortul unitar admisibil [daN/mm2 ]
b 3mm=
bu 5mm=
( )=
−−=
−−=
231235,3102,1196,03424.0
13424,0
35
3
tD
tDtS
Egpe
= = 4…5,2tS
= = 24…22tD
e ma
p K tD
 + =816,05,0
=
 +=
 +=
26,0 742,1240816,05,05,76
816,05,0
e ma
pKDt


UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

63

Tensiunea maximă:

343,21

Tensiunea maximă la montaj:

Fig. 4.7. Scheme de aplicare a forței de desfacere a segmnetului

max1.275 ES0
t
3−( )D
t1−2
=
maxa 400MPa =

max 280.2 MPa =
( )=
−−=
−−=25
2 max1235,3102,1)196,03(742,12
1) 3(2
 
tDtS
EgKM
t

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

64

m – constantă care depinde de varianta dispozitivului care desface
segmentul

a) montaj manual m= 1

298,85

b) montaj cu ajutorul
plăcilor m= 1,57

190,35

c) montaj cu ajutorul
cleștelui m= 2

149,42

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

65
3.4 CALCULUL DE DIMENSIONARE AL BOLTULUI
Fig. 3.5.1. Dimensiunile boltului
Se alege solutia constructiva cu bolt flotant in biela.
Boltul se executa din otel aliat 34CrAl6
Dimensiuni constructive:
– diametrul exterior:
de=(0,24…0,28) D = 22,232
Se adopta d e=22,3 mm
– diametrul interior:
di=(0,65…0,75) de=12,23
Se adopta d i=12,6 mm
– lungimea boltului:
l=(0,88…0,93) D=66,696

Se adopta l=66,5 mm

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

66
– lungimea de contact cu piciorul bielei:
lb=(0,26…0,3) D=23,82
Se adoptal b=25,3 mm

Verificarea la uzura:
Forta care solicita boltul:

Fig.3.5.2. Schema de calcul a boltului

28404,86
Fgmax – forța maximă de presiune a gazelor
Fgmax=32802,3927
mp- masa pistonului
mp=0,25
r- raza manivelei
r=0,0328
( )
= +   − == + − = + =
) 3012,01( 262,649 04056,0 426,0 3051914
22
max2
max max b p g jp g rm pDF F F  

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

67
w- viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit
649,262
Λb- raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei
Λb =0,2722
Presiunea în locașurile din piston:
41,955
Unde:
15,18
Presiunea în pociorul bielei:
83,90

Fmin=4397,53121
Tensiunea maxima determinata de momentul incovoietor este la mijlocul boltului:
271,305
Unde:
0,56502242
b- grosimea peretului bolțului
b=4,85
-pentru oțel:

Efortul unitar mediu:
156,65

===30620014,3
30nn
===1220251, 21041
2p ebpldFp
==2)3,1…1,1(b
pll
===122051, 21041
p ebbldFp
( )
( )( )
( )=− −+=−−+=4 2 4 2max
max7,01202,1205,1325,6351, 21041
12.15,12

ebb
idl bl F
= =
ebib
dd
] /[ 300…1802mmNai=
=+=+=2267,129 994,286
2min max  med

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

68

Amplitudinea eforturilor unitare:
114,65
Coeficientul de siguranță:
2,015

Unde:
βk – coeficientul efectiv de contentrare la sarcina variabilă
βk=1
e- factorul dimensional
e=0,9
g- coeficientul de calitate al suprafeței
-bolț călit cu surafață lustr uită 1,5
d-1- rezistența la oboseală pentru ciclul simetric de încovoiere
d-1=250
d0- rezistența la oboseală pentru ciclul pulsator de încovoiere
d0=400
y-coeficientul tensiunilor
0,250
Verificarea la forfecare
Tensiunea unitară la forfecare:
117,637
=−=−=2267,129 994,286
2min max  a
=
 + =
+=−
13,208 250,086,785,19,012501
m akc
 
=− =−=−
400400 2502 2
00 1
 
=−+ + =−++=)7,01(20)7,07,01( 3051985,0
) 1() 1( 85,0
4 22
4 22

ebdF

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

69

Verificarea la ovalizare:

Fig.3.5.3 Repartitia sarcinii

Fig.3.5.4. Variatia tensiunilor de ovalizare in bolt (a), si valorilor marimilor K

,

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

70
2, ()
K – coeficient care depinde de raportul 
valorile coeficientilor  si K sunt date grafic in fig 9 in functie de 
1,49
la f=0 grade:
325,6230
la f=90 grade:
191,5429

– Deformatia maxima de ovalizare:
0,287
„ 0,022232
3.5 CALCULUL DE DIMENSIONARE AL BIELEI

Alegerea materialului.
Se alege pentru biela otel de imbunatatire aliat: 30 MoCrNi 20.
Dimensionarea piciorului bielei:
() ====17205,6351, 21041
1 00  
ebidlF
() ====10205,6351, 21041
2 900  
ebidlF
= − − = −− =3 3)4,07,0(155,1)4,0(155,1  K
=


−+= 


−+
= 3
53
max7,05,637,05,63
101,25,6351, 2104109,0100009,0Kll
ElF

= = = 20001,0 )001,0… 0005,0(,
ebd

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

71

Fig. 3.6.1 Dimensiunile piciorului bielei
-Lungimea de contact a boltului cu piciorul bielei a,
Se adopta: a=24 mm

deb – diametrul exterior al bolțului deb= 22,3

hp – grosimea radială a piciorului

3,9025
se adopta 4
de – diametrul exterior al
piciorului

32

hb – grosimea radială a bolțului

3

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

72

Fig.3.6.2 Schema de calcul a piciorul bielei la întindere

Tensiunile unitare produse de forta de intindere se determina in urmatoarele
ipoteze:
a) piciorul bielei reprezinta o grinda curba incastrata in zona de racordare a
piciorului cu corpul bielei;
b) forta de intindere este distribuita uniform pe jumatatea superioara a piciorului.
Forta de inertie se considera ca actio neaza uniform repartizata pe jumatatea
superioara a piciorulul bielei:
– forta de intindere:
4397,531

– unghiul de incastrare: fi=100o =1,75
= 14,04875

rmdide+
4=
= = = 20001,0 )001,0… 0005,0(,
ebd
( ) = +   = + = = ) 3012,01( 262,649 04056,0 426,0 12 2
b p j î rm F F
p 

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

73

– forta normală

2509,248

– Efortul unitar in fibra interioara si in cea exterioara:

Ep modulul de elasticitate a materialului bielei
Eb modulul de elasticitate a materialului bucsei
k coef icient de repartizare a fortei intre bucsa si piciorul bielei

-50,30

69,26

Mc Fjprm 0.542 0.0268 c − 0.072 cosc()  − 0.0459 ccosc()  + ( )  =
Mc286.7 Nm =
Ep2.1105 MPa =
Eb1.15 105 MPa =
k 1=
( )
( )=  −  == − =
75,1 0008,0 572,0 487, 94770008,0 572,00 î îF N
( )
( )=
 +− −  −==




+−−−=
4,3201555, 4550 674,04,37,1124,34,37,116343, 680121
262
p bî
p m pp m
î îhlNkhr hhrMi
( )
( )=
 ++ +  ==




+++=
4,3201555, 4550 674,04,37,1124,34,37,116422, 773121
262
p bî
p m pp m
î îhlNkhr hhrMe

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

74
Calculul tensiunilor produse in piciorul bielei de solicitarea de compresiune se
efectueaza in
urmatoarele ipoteze:
a) piciorul bielei se considera o grinda curba incastrata in zona de racordare cu
corpul bielei;
b) forta de compresiune este distribuita sinusoidal pe jumatatea inferioara a
piciorului.

28404,86
Dimensionare corpului bielei:

Fig. 3.6.3 Dimensiunile corpului bielei

Dimensiunile caracteristice ale bielei:
– lungimea de lucru a bielei:
( ) ( )
= +   − == + − = + − =
) 3012,01( 262,649 04056,0 426,0 305191 14
22
max2
max2
b p g b p g c rm F rm pDF    

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

75
l=86 mm
– dimensiunile sectiunii:
Hp=(0,48…1,0)d e
Se adopta: H p=30 mm
Bp=0,75H
Se adopta:B p=22.5 mm
a:= 0,167H
Se adopta:a= 20mm
Hc= (1,10…1,35)H p
Se adopta:H c=33 mm

Corpul bielei este solicitat la intindere,compresiune si flambaj :
– Efortul unitar de intindere:
4397,531
-Efortul unitar de compresiune:

28404,86
– Calculul la oboseala:

max f =
min c =
vmax min−
2=
v9.5MPa =
( ) = +   = + = = ) 3012,01( 262,649 04056,0 426,0 12 2
b p j î rm F F
p 
( ) ( )
= +   − == + − = + − =
) 3012,01( 262,649 04056,0 426,0 305191 14
22
max2
max2
b p g b p g c rm F rm pDF    

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

76

Dimensionarea capului bielei:
Capul bielei se verifica la incovoiere sub actiunea momentului dat de fortele de inertie
ale maselor in miscarea de translatie si a maselor in miscarea de rotatie,care se afla deasupra
planului de separare dintre corp si capac:
Ipoteze de calcul:
a) corpul bielei este o bara curba continua.
b) sectiunea cel mai mult solicitata e sectiunea incastrare.
c) capul bielei are sectiunea constanta,de diametru mediu egal distanta dintre axele
suruburilor.
d) forta de intindere e distribuita pe jumatatea inf erioara a capacului dupa o lege
sinusoidala.
e) cuzinetul se deformeaza impreuna cu capacul,preluand o parte din efortul proportional
cu momentul e inertie al sectiunii transversale.

mmax min+
2=
m 72.7MPa =
1t 340MPa =
 1=
 0.85=
 0.75=
 0.2=
c1t

v m+=
c 2.5=

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

77

Fig. 3.6.4 Schema de calcul a capului bielei

– Capul bielei se verifica la intindere sub actiunea fortei de inertie:
mp:=0.75 kg
0,105
0,276
0,08265
-4397,531
mp – masa pistonului – 0,25

Se adopta umatoarele dimensiuni:
– diametrul interior:d c=60 mm
=  = = 380,0 275,0 275,01 b b m m
=  = = 380,0 725,0 725,02 b b m m
=  =  = 276,03,0 3,02b cb m m
( ) ( )= +   −= + −= 3012,01 262,649 04056,0 426,0 12 2
b p î rm F  

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

78
– grosimea capului bielei: h c=10 mm
– grosimea capacului:g cp=10 mm
– latimea capului:h cp=20 mm
– latimea cuzinetului: h cuz:=30 mm
– grosimea cuzinetului: gcuz=2 mm
– Momentul de inertie al capacului:
– Momentul de inertie al cuzinetului:
– Aria sectiunii capacului:
– Aria sect iunii cuzinetului:
– Modulul de rezistenta la incovoiere al sectinii capacului:

Efortul unitar de intindere in fibra interioara:
43,24
Dimensionarea suruburilor de biela:
Suruburile de biela sunt elementele cele mai solicitate mecanic din motor.
Sunt solicitate de doua forte:
– o forta variabila a maselor in translatie si a maselor in rotatie ( fara masa capului bielei):
– numarul suruburilor de biela:
Icphcpgcp3
12=
Icp 6407.9 mm4=
Icuzhcuzgcuz3
12=
Icuz 64mm4=
Acp hcpgcp =
Acp 455mm2=
Acuz hcuzgcuz =
Acuz 98mm2=
Wcphcpgcp2
6=
Wcp 985.8 mm3=
z2=
= =−=7,101487, 9477
AFî
î

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

79

– o forta de prestrangere:
Se adopta:

– Forta maxima de intindere ce actioneaza pe un surub este:

Se adopta:

– Diametrul fundului filetului:
– coeficient de siguranta:

F'jcR−2
zmpm1b+( )1+( )  m2b mcb−( ) +   =
F'jc 10231.3 N =
Fsp 2F'jc=
Fsp 4108 N =
este constanta care tine seama de elasticitatea sistemului
 0.25=
FsF'jc Fsp+ =
Fs23020.4 N =
cc 2=

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

80

Fig.14. Schema de determinare a coeficientului de siguranta a suruburilor de biela
– factor ce tine seama de solicitarea la rasucire:
– factor ce tine seama de curgerea materialului:
– tensiunea admisibila la compresiune:
df diametrul fundului filetului

Se adopta filet M10
– Diametrul partii nefiletate a surubului:

– Verificarea la oboseala:
c1 1.3=
c2 1.2=
c 1200 MPa =
df4
ccc1
c2Fs
c =
df7.3mm =
dn4
ccFs
c =
dn 7mm=

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

81

– Coeficientul de siguranta: c

Se adopta:

 coeficient de concentrare
 factor dimensional
 coeficient de calitate a suprafetei
 coeficient ce depinde de caracteristica materialului
1 otel aliat

Asdf2
4=
As41.9mm2=
As- aria sec tiunii surubului în partea filetatã
minFs
As=
min 553.8 MPa =
maxFsp
As=
max 492.3 MPa =
 4=
 0.9=
 1.4=
 0.2=
1 400MPa =
vmax min−
2=
v 30.8− MPa =
mmax min+
2=
m 523MPa =

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

82

3.7 CALCULUL DE DIMENSIONARE AL ARBORELUI COTIT

Fig. 3.7.1 Dimensiunile relative ale arborelui cotit

Arborele cotit se executa din otel aliat 41 Cr Ni 12.
Se adopta constructiv urmatoarele marimi:
3.7.1 Dimensionarea fusului palier :
57,168
Se adopta: d p=57,5 mm

c1

v m+=
ca2.5 4 =
c 3.2=
=  = = 5,767,0 )80,0…60,0( D dp

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

83
– lungimea fusurilor paliere intermediare:
25,53

Se adopta: l p=26 mm
– diametrul fusului maneton:
43,67
Se adopta: d m=44 mm
– lungimea fusului maneton:
18,92
Se adopta: l m=19 mm
– diametrul interior:
0
Se adopta: d mi=0 mm
– grosimea bratului:
h=(0,15…0,36) dm=14,52
Se adopta: h=16 mm
– latimea bratului:
b=(1,17…1,90) dm=61,6
Se adopta: b=82,4 mm
– raza de racordare:
3,08
Se adopta: R=3 mm

= = = 547,0 )7,0…5,0(p p d l
=  = = 5,7656,0 )70,0…55,0( D dm
= = = 436,0 )6,0…45,0(m m d l
= = =m m mi d d d 7,0 )8,0…6,0(
= = = 4307,0 )1,0…06,0(md R

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

84
3.7.2 Dimensionarea fusului palier

Fig. 3.7.2.1 Schema fortelor care actioneaza asupra unui cot

Fusurile paliere sunt supuse la torsiune si incovoiere. Pentru verificarea la rezistenta
la oboseala se ia in considerare doar efortul la torsiune:
– Fusul palier cel mai solicitat:
Mp max=335506
Mp min=-80418
8,99

-2,154

– Coeficientul de siguranta pentru ciclul simetric:
3,59

=== =
1654185758
163 3max max
max 
pp
pP
pdM
WM
=−== =
1654189000
163 3min min
min 
pp
pP
pdM
WM
=
−+ =
+=−
)05,0(1,006,61,15,22801
 


p pkp
m ac

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

85

Dimensionare fusului maneton

Fig. 3.7.2.2 Fusul maneton este solicitat la incovoiere si torsiune:

Momentele maxime și minime ce încarcă fusul maneton:

Mp max=335506

Mp min=-80418

Valorile maxime și minime ale tensiunilor:

15,90

-2,64

unde:

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

86

Amplitudinea tensiunilor și valoarea tensiunii medii:

9,27

6,63

Coeficientul de siguranță pentru solicitarea de încovoiere:

17,74

Unde:

σ-1= 500 εσ = 0,8
βkσ = 1,9 ψσ = 0,1
γσ = 0,8

Calculul fusului maneton la torsiune

Valorile maxime și minime ale tensiunilor de torsiune:

18,71

-3,11
unde:
Wpm – Modulul de rezistență polar pentru fusul maneton cu orificiul excentric

14209,76

μ – coeficientul de corecție funcție de excentricitatea relativă a găurii

0,045 μ = 0,85

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

87

Amplitudinea tensiunilor și valoarea tensiunii medii:

10,91

7,80

Coeficientul de siguranță pentru solicitarea de
torsiune:

17,47

unde:
τ-1= 320
βkτ = 1,8
γτ = 1,4
et= 0,8
yt= 0,1

Coeficientul global de siguranță al fusului maneton:

2,99

cad =2,5…3

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

88
Calculul brațului arborelui cotit

Brațul arborelui cotit este solicitat la sarcini variabile de întindere, compresiune, încovoiere
și
torsiune.

Fig. 4.22. Schema de calcul a brațelor arborelui cotit

Tensiunile de încovoiere și compresiune maxime și minime:

77,70

-25

unde:
b – lățimea brațului b= 82,4
h – grosimea brațului h= 16

21,00

BZmax= 11542,5
BZmin= -3729,5

Amplitudinea tensiunilor și valoarea tensiunii medii:

51,40

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

89

26,30

Coeficientul de siguranță la încovoiere:

5,61

3

unde: γσ = 1
ψσ = 0,2
τ-1= 500

Tensiunile tangențiale maxime și minime:

11,48

-10,82

unde: Tmax= 6460
Tmin= -6088
k= 0,28

Amplitudinea tensiunilor și valoarea tensiunii medii:

11,15

0,33

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

90

Coeficientul de siguranță la solicitarea de torsiune:

180,11

2

unde: γτ = 1
ψτ = 0,1
τ-1= 320

Coeficientul global de siguranță pentru braț:

2,80

cad =2…3,0 -la MAS

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

91

4 Aplicarea distribuitoarelor rotative pentru procesul schimb de gaze
la motorul termic utilizând metoda CAE

4.1 Metoda CAE

CAE înseamna inginerie asistată de calculator, ce cuprinde mai mulți pași. Primul pas este
esențial la metoda asta, ce cuprinde modelele făcute în program de modelare 3D. Modelele trebuie
să fie construite foarte precis, pentru obținerea valorilor precise.
4.2 Obiectivele analizei CAE și principalele etape abordate

Soluțiile tehnice adoptate, sunt:
1. Adoptarea distribuitoare rotative în locul supapelor normale, pentru a îmbunătății
schimbul de gaze
2. Cu ajutorul distribuitoarelor rotative mărirea eficacitatea amestecării a amestecului.
Acționarea hidraulică a distribuitoarelor rotative cu pompe cu volum variabil, pentru a
asigura distribuția variabilă.
Cele trei subiecte tehnice, au fost abordate prin me toda proiectării asistate de calculator –
CAE, fiind efectuate următoarele etape în vederea identificării potențialului lor tehnic:

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

92

Etape de calcul Motivație
Aplicarea
distribuitoarelor rotative
pentru mărirea eficacității
a procesului schimb de
gaze Predimensionare distribuitoarelor
rotative
Modelare CAD
Analiza CFD a proceselor de
curgere Reducerea pierderilor
gazodinamice
Creșterea puterii litrice
folosind soluția
constructivă a
distribuitoarele rotative Predimensionare Identificarea aplicabilității
principiului adoptat din punct
de vedere a pierderilor
gazodinamic Modelare CAD
Analiza dinamica fluidelor – CFD
Acționarea
hidraulică a
distribuitoarelor rotative
cu scopul de a obține
distribuție variabilă Modelare și simulare multi
physics Identificarea
aplicabilității principiului
adoptat din punct de vedere

4.3 Analiza CFD a procesului schimbului de gaze cu ajutorul
distribuitoarelor rotative

În vederea identificării pierderilor gazodinamice, s -a utilizat simularea dinamică a
proceselor de curgere folosind metoda lattice – bolzmann, implementată prin software X – Flow.
Metoda constă în

Beyond Lattice Boltzmann
In non -equilibrium statistical mechanics, the Boltzmann e quation describes the behavior of
a gas modeled at mesoscopic scale. The Boltzmann equation is able to reproduce the hydrodynamic
limit but can also model rarified media with applications to aerospace, microfluidics or even near
vacuum conditions.
The disc retization approach in XFlow avoids the classic domain meshing process and the
surface complexity is not a limiting factor anymore. The user can easily control the level of detail

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

93
of the underlying lattice with a small set of parameters, the lattice is tol erant to the quality of the
input geometry, and adapts to the presence of moving parts.

Capabilitatea de a fi simulate ușor condiții de curgere precum pereții mobili ai domeniului
sau turbulența indusa de aceștia, au constituit argumentul pentru adoptarea acestei program de
calcul .
Rezultatele simulării sunt prezentate în imaginile următoare:

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

94
În figura mai sus este prezentat varianta cu două distribuitoare rotative pe cilindru, în cazul în
care admisia se află pe o parte și evacuarea pe cealaltă parte.

În figurile de mai sus sunt prezentate niște rezultate cu soluția în diagonală. Deci
evacuarea și admisia sunt așezate în diagonală, deci cum ar veni în X.

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

95

În cazul de mai sus am încercat o soluție cu admisie și evacuare în diagonală și cu un
defazaj de 5 grade. Cum se vede procesul schimb de gaze a motorului este mult îmbunătățit.

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

96
4.4 Analiza multi -physics a acționării hidraulice a distribuitorului rotativ

Pentru identificarea procesului s -a realizat un model multi -domeniu fo losind programul
ImagineLab (Amesim).
Modelul este axat pe circuitul hidraulic fiind atașate componentele mecanice.

Analiza arată evoluția in timp a turatei distribuitorului acționat hidraulic în timpul
accelerării rapide a motorului. S -au analizat două circuite, primul fără acumulator de compensare
oscilații de presiune și al prevăzut cu un acumulator cu arc pentru com pensarea oscilațiilor plasat
în comun pentru toate distribuitoarele.
Se constată capacitatea sistemului de a reacționa rapid la schimbarea de turație necesară în
funcție de presiune de acționare.
Limitarea creșterii de presiune influențează semnificativ v iteza de creștere.

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

97

Concluziile legate de sistemul studiat sunt:
1. Acționarea hidraulică a distribuitorului rotativ permite realizarea unor faze de distribuție
complet variabile față de mișcare arboretului cotit,
2. Prezența amortizorului de oscilații redu cere condițiile de oscilațiile de rotație
3. Mișcarea distribuitorului la presiune de 100 bar este uniform, fără să apară oscilații de
presiune
4. Cuplul rezistent este 5 Nm la turația de 1500 1/min a distribuitorului față de aproximativ
4 Nm la motoarele conve nționale.

Fig. 4.4.1 Momentul realizat de pompa hidraulică (7)

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

98
1. Soluțiile tehnice adoptate au fost sintetizate în realizarea unui model CAD integrat cu
modelul de bază.
O imagine isometrică a soluțiilor tehnice adoptate și integrate pe motor este dată în figura
de mai jos:

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

99

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

100

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

101

5 Concluzii

Acest proiect se bazează pe procesul schimb de gaze cu distribuitoare rotative, care sunt
acționate de o pompă hidraulică cu debit variabil. Această soluție permite reducerea pierderilor
gazodinamici, îmbunatățirea umplerii acilindrului cu amestec proaspăt .
Motorul cu ardere internă este cu cilindrii opuși care favorizează reducerea înălțimii a
centrului de greutate. În mod real asta îmbunătățeste comportarea autovehiculului. Acționarea
hidraulică a distribuitorului rotativ permite realizarea unor faze de distribuție complet variabile
față de mișcare arboretului cotit, deci avem distribuție variabilă. Prezența amortizorului de oscilații
reducere condițiile de oscilațiile de rotație. Mișcarea distribuitorului la presiune de 100 bar este
uniform, fără să apa ră oscilații de presiune
Cuplul rezistent este 5 Nm la turația de 1500 1/min a distribuitorului față de aproximativ 4
Nm la motoarele convenționale.

Soluțiile tehnice adoptate au fost sintetizate în realizarea unui model CAD integrat cu
modelul de bază. După modelele de CAD au fost efectuate simulările.

Au fost analizate mai multe cazuri din punct de vedere de admisie, evacuare, modul de
încărcare și golire a cilindrului. Aceste analize au fost verificate și simulate cu ajutorul programului
XFlow.
În scopul de a da niște valori ințiale a fost realizat calculul termic, cinematic și dinamic,
din care am obținut datele principale a motorului, cum ar fi cilindreea, alezajul, cursa pistonului.
Din punct de vedere a rezistențelor a fost efectuat calculul or ganologic pentru piesele
principale. Din datele rezultate a fost construit motorul. La calcul organologic au fost
predimensionate piesele principale a motorului, cum ar fi pistonul, biela, blocul motor, etc.

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

102

UNIVERSITATEA
TRANSILVANIA din BRAȘOV PROIECT DE DISERTAȚIE

103

6 Bibliografie
(1) http://tuningtalk.com/forum/viewtopic.php?t=68371
(2) Advenced engine technology – Heinz Heisler – Editura SAE INTERNATIONAL,
London, UK – 1995
(3) http://www.autosaga.ro/lectia -auto/distributia -variabila.html
(3) http://www.e -autom obile.ro/categorie -motor/18 -benzina/121 -distributia -vtec.html
(4) http://www.e -automobile.ro/categorie -motor/20 -general/83 -motor -fiat-multiair -twinair .html
(5) Engineering Fundamentals of the Internal Combustion Engine – Willard W. Pulkrabek,
Editura Prentice Hall Upper Saddle River, New Jersey – 1988
(6) http://home.people.net.au /~mrbdesign/PDF/AutoTechBRV.pdf
(7) Ventiltrieb – Mahle Gmbh – 2012
Advenced engine technology – Heinz Heisler – Editura SAE INTERNATIONAL, London, UK
– 1995
Engineering Fundamentals of the Internal Combustion Engine – Willard W. Pulkrabek,
Editura Prentice Hall Upper Saddle River, New Jersey – 1988
http://home.people.net.au/~mrbdesign/PDF/AutoTechBRV.pdf