CUPRINS ……………………………………. …………………………………………… ………………………………. 1 1…. [618327]
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 1
CUPRINS
CUPRINS ……………………………………. …………………………………………… ………………………………. 1
1. Studiul motoarelor din aceea și categorie cu motorul proiectat …………….. …………………………. 3
2 Calculul termic al motorului ……………….. …………………………………………… ……………………….. 6
2.1 Alegerea parametrilor ini țiali ………………………………………. ………………………………………. 6
2.2 Parametrii procesului de schimbare a gazelor .. …………………………………………… …………… 7
2.3 Parametrii procesului de comprimare ……….. …………………………………………… ……………… 7
2.4 Parametrii procesului de ardere …………… …………………………………………… ………………….. 7
2.5 Parametrii procesului de destindere ……….. …………………………………………… ………………… 8
2.6 Parametrii principali ai motorului ………… …………………………………………… ………………….. 9
2.7 Dimensiuni fundamentale ale motorului ……… …………………………………………… ……………. 9
2.8 Trasarea diagramei indicate a motorului ……. …………………………………………… ……………. 10
3 Calculul cinematic si dinamic al motorului …… …………………………………………… ………………. 13
3.1 Cinematica mecanismului biel ă-manivel ă ………………………………………….. ………………… 13
3.2 Dinamica mecanismului biel ă-manivel ă ………………………………………….. …………………… 16
4. Calculul organologic al principalelor piese fixe ale motorului ……………………………… ……….. 32
4.1. Calculul cilindrului motorului …………… …………………………………………… …………………. 32
5. Calculul organologic al principalelor piese mobi le ale motorului ……………………………. …….. 34
5.1. Calculul pistonului …………………….. …………………………………………… ………………………. 34
5.2 Calculul boltului de piston ………………. …………………………………………… …………………… 39
5.3 Calculul bielei …………………………. …………………………………………… …………………………. 44
5.4 Calculul arborelui cotit………………….. …………………………………………… …………………….. 53
6. Calculul mecanismului de distributie ……….. …………………………………………… …………………. 59
7 Calculul instaltiei de ungere ………………. …………………………………………… ……………………….. 65
7.1 Principiul de functionarea instalatiei de unger e …………………………………………. ………….. 65
7.2 Partile componente ale instalatiei de ungere .. …………………………………………… …………… 68
7.2.1 Pompa de ulei………………………….. …………………………………………… …………………… 68
7.2.2 Supapa de siguran ță …………………………………………… ………………………………………. 69
7.2.3 Filtrele de ulei ……………………… …………………………………………… ……………………… 70
7.3 Calculul instalatiei de ungere ……………. …………………………………………… ………………….. 74
7.4 Calculul debitului de ulei ……………….. …………………………………………… ……………………. 75
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 2
7.5 Calculul pompei de ulei ………………….. …………………………………………… …………………… 75
8 Instalatia de alimentare …………………… …………………………………………… …………………………. 77
8.1 Func țiile sistemului de înalt ă presiune. …………………………………. ……………………………… 78
8.2 Principii de proiectare a pompelor de injec ție. ……………………………………….. ……………… 78
8.2.1 Proiectarea pompelor de injec ție cu piston sertar …………………………. ………………….. 79
8.2.2 Proiectarea elementului pompei de injec ție ………………………………………… …………… 80
8.2.3 Proiectarea pompelor de injec ție cu distribuitor rotativ …………………… ………………… 81
9 Proces tehnologic de fabricare al supapei de admi sie ……………………………………….. ………….. 86
9.1 Conditii functionale, materiale si semifabrica te ………………………………………… ………….. 86
9.1.1 Conditii functionale si tehnice …………. …………………………………………… ……………… 86
9.1.2 Materiale. ……………………………. …………………………………………… ………………………. 86
9.1.3 Tratament termic ………………………. …………………………………………… ………………….. 87
9.1.4 Semifabricate pentru supape …………….. …………………………………………… …………….. 87
9.2 Stabilirea succesiunii operatiilor si fixarea b azelor de asezare …………………………… …….. 87
9.3 Succesiunea opetatilor……………………. …………………………………………… ……………………. 88
10 Studiul privind clapeta de acceleratie ……… …………………………………………… ………………….. 89
BIBLIOGRAFIE ……………………………….. …………………………………………… ……………………….. 93
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 3
1. Studiul motoarelor din aceea și categorie cu motorul proiectat
In situatia din zilele noastrenivelul performantelo r motoarelor trebuie sa fie cat mai ridicat,
de aceea constructorii de automobile sunt obligati sa proiecteze motoare incaredesf ășurarea
procesului de ardere a combustibilului sa fie de o calitate superioar ă. Pentru ca normele de
poluare s-au modificat iar cerintele odata cu ele s -a dovedit ca aceasta ardere cat mai eficienta nu
este suficienta iar acestia s-au facut nevoiti sa f oloseasca echipamente de post-tratare a gazelor
de evauare care insa modifica performantele motorul ui, complexitatea lui totodata si pretul
autoturismului care s-a marit considerabil.Motoarel e actualetrebuie sa indeplinesca o serie de
caracteristici iar cateva din acestea sunt prezenta te pe scurt in urmatoarele randuri:
pe intreg domeniul de functionare acesta trebuie sa iaba un consum redus;
emisii poluante(HC,CO, , ,)sa fie cat mai reduse ;
functionalitate pe un dominiu cat mai lard de tempe raturi exterioare;
fiabilitate cat mai buna;
for țele și momentele de iner ție ale pieselor aflate în mi șcare de transla ție și rota ție s ă
nu afecteze in vreun mod func ționarea motorului;
solu ții constructive care sa nu provoace uzura motorului (materiale, calitate a
suprafe țelor, tratamente termochimice și filtrare ulei);
In acest moment solutia constructiva cea mai des a leasa de constructorii de masini
implicit cei care proiecteaza si construiesc motoar e cu ardere interna este supraalimentarea
aceastuia scazand concomitent capacitatea cilindric a, reducand grutatea acestuia si a pieselor
aflate in miscare de rotatie si translatie ,precum si reducerea frecarii din interiorul motorului
fapt ce creste randamentul mecanic, consumul de com bustibil scade iar cu acesta si emisiile
poluante.
Astfel, dac ă analiz ăm unele motoare cu aprindere prin scanteiecu capaci tate cilindrica
vom observa diferitele caracteristici ale acestora.
În aces sens, se analizeaz ă motoarele existente, a c ăror carteristici sunt prezentate în
tabelul 1.1.
Motoarele cu ardere intern ă sunt caracterizate prin intermediul unor parametri
constructivi, precum:
Cilindreea total ă, care se define ște ca fiind suma cilindreelor unitare:
cm 3
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 4
Puterea litric ă, care reprezint ă raportul dintre puterea efectiv ă raportat ă la cilindreea
total ă:
kW/l
Presiunea medie efectiv ă:
N/m 2
În Tabelul 1 se prezint ă unele motoare utilizate în prezent la autovehicule le hybrid-
electrice, urm ărindu-se urm ătorii parametri: P n – puterea nominal ă (efectiv ă), n n – num ărul de
rota ții pe minut, V s – cilindreea unitar ă, i – num ărul de cilindri,V t – cilindreea total ă, P l –
puterea litric ă și p me – presiunea medie efectiv ă.
Parametrii constructivi ai motoarelor ce echipeaz ă autovehicule similare
Tabelul 1.1
În afara indicilor enumera ți mai sus, principalii indicatori ai motoarele cu a rdere
intern ă ce reflect ă performan țele economice și ecologice sunt:
durabilitatea și fiabilitatea tuturor sistemelor și pieselor componente;
randamentul transform ării energiei termice în energie mecanic ă, parametru ce poate
fi evaluat și dup ă consumul specific de combustibil;
putera raportat ă la unitatea de volum al cilindrului;
masa și volumul dimensiunilor de gabarit raportate la uni tatea de putere, respectiv
masa specific ă și volumul specific de gabarit; Automobilul
Puterea
nominal ă Tura ția
nominal ă Cilindrea
unitar ă Num ăr
cilindri Cilindrea
total ă Puterea
litric ă Presiunea
medie
efectiv ă
Pn n V s i V t Vl pme
kW rot/min cm 3 – cm 3 kW/l N/m 2
Mini Cooper one 70 6000 341 4 1364 51.319
Dacia Logan 55 5500 347.5 4 1390 39.568
Skoda Fabia 75 6000 347.5 4 1390 53.956
Opel Corsa 67 6000 347.5 4 1390 48.200
Renault Symbol 73 5700 347.5 4 1390 52.517
Hyundai i20 75 5500 349 4 1396 53.724
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 5
gradul de nocivitate și indicele de fum al gazelor de evacuare și nivelul de zgomot
în timpul func țion ării motorului;
simplitatea și tehnologicitatea construc ției, comoditatea între ținereii tehnice și
pre țul de cost al fabrica ției, exploat ării și repar ării motorului;
siguran ța pornirii motorului;
perspectiva men ținerii motorului în fabrica ție prin modernizarea succesiv ă, prin
cre șterea presiunii de ardere și cre șterea tura ției, respectiv prin cre șterea puterii pe
măsura dezvolt ării tehnologiilor și ridic ării calit ății materialelor.
Ca urmare a celor prezentate mai sus, se considera de interes proiactarea unui motor cu
aprindere prin scanteie (MAS) cu un numar de cilindri de i=4 care sa dezvo lte o putere
nominala Pn =70[kW] = 95[CP] la turatia de n n = 6000 [rot/min].
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 6
2 Calculul termic al motorului
Calculul termic al unui motor, cunoscut și sub denumirea de "calculul ciclului de lucru al
motorului", se efectueaza în scopul determin ării anticipate a parametrilor proceselor ciclului
motor, a indicilor energetici și de economicitate, a presiunii gazelor în cilindri i motorului. Aceste
date ale clculului permit stabilirea dimensiunilor fundamentale ale motorului, trasarea diagramei
indicate și efectuarea calculelor de rezisten ță a principalelor piese ale motorului.
Aceast ă metod ă se poate aplica atât in stadiul de proiectare, cât și incel de perfec ționare a
prototipului. Datele ini țiale necesare pentru calculul ciclului de lucru al unui motor in stare de
proiect se estimeaz ă dup ă rezultatele cercet ărilor efectuate pe motoare analoage. Coinciden ța
rezultatelor calculului cu acelor ob ținute prin încercarea motorului depinde de alegera corect ă a
parametrilor ini țiali, estimare dificil ă îndeosebi când se realizeaz ă motoarele de construc ție
original ă.
În cele ce urmeaz ă se prezint ă calculul termic al motorului ales spre a fi studia t,
principalele caracteristici fiind prezentate în tab elul 2.1:
Tabelul 2.1: Principalele caracteristici ale motorului cu aprind ere prin scanteie
Puterea nominal ă a motorului =nP 70/95 [ ]CP kW /
Tura ția nominal ă a motorului =n 6000 [ ]min /rot
Num ărul de cilindrii ai motorului =i 4 amplasati in linie
2.1 Alegerea parametrilor ini țiali
Se adopt ă parametrii inia țiali conform tabelului 2.2, [1, pag. 220]:
Tabelul 2.2: Alegerea parametrilor ini țiali
Temperatura ini țial ă =0T 295 []K
Presiunea ini țial ă =0p 510 01 , 1⋅ [ ]2/mN
Temperatura gazelor reziduale =rT 1000 []K
Presiunea gazelor reziduale =rp 510 24 , 1⋅ [ ]2/mN
Coeficientul de exces de aer =λ 0,86
Raportul de comprimare =ε 9,5
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 7
2.2 Parametrii procesului de schimbare a gazelor
Se adopt ă parametrii proceselor de schimbare a gazelor confo rm tab.2.3, [1, pag. 221]:
Tabelul 2.3: Alegerea parametrilor procesului de schimbare a gaz elor
Presiunea la sfâr șitul admisiei
(presiunea de supraalimentare) =sp 510 86 , 0⋅ [ ]2/mN
Preînc ălzirea amestecului =∆T 25 []K
Coeficientul de postumplere =pν 1,2
În continuare se calculeaz ă:
Coeficientul gazelor reziduale:
046 , 00=−⋅⋅⋅∆+=
r p ar
rrp pp
TT T
ν εγ (2.1)
Temperatura la sfâr șitul arderii:
[ ]KT T TT
rr r
a 112 ,350 10=+⋅+∆+=γγ (2.2)
Coeficientul de umplere:
92 , 01 100=+⋅−⋅⋅=
rp
aa
vT PTP
γν
εεη (2.3)
2.3 Parametrii procesului de comprimare
Se adopt ă Coeficientul politropic de comprimare: 39 , 11=n
Presiunea la sfâr șitul comprim ării:
[ ]2 5/ 10 658 , 19 1mN p pn
a c ⋅ =⋅ = ε (2.4)
Temperatura la sfâr șitul comprim ării:
[]K TTn
a c 401 ,842 11= ⋅=−ε (2.5)
2.4 Parametrii procesului de ardere
Se adopt ă urm ătoarea compozi ție a benzinei, conform tabelului 2.4, [1, pag. 220] :
Tabelul 2.4: Principalii componen ți ai motorinei
=c 0,854 []kg
=h 0,142 []kg
=o 0,004 []kg
=iQ 43500 [ ]kg kJ /
Se adopt ă Coeficientul de utilizare a c ăldurii: 9 , 0=ξ
Coeficientul de cre ștere a presiunii: 009 , 0=π (2.6)
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 8
Aerul minim necesar arderii a 1kg de combustibil:
[ ]comb aer kg kmol ohcL / 507 , 032 412 21 , 01
min ⋅ =−+⋅ = (2.7)
Cantitatea de aer real ă necesar ă arderii:
[ ]comb aer kg kmol L L / 436 , 0min ⋅ = ⋅=λ (2.8)
Coeficientul teoretic de varia ție molar ă a înc ărc ăturii proaspete:
1,094 L32 o
4hL
μ0 =+ +
= (2.9)
Coeficientul real de varia ție molar ă a înc ărc ăturii proaspete:
1,09 γ1γμμ
rr 0
f =++= (2.10)
Căldura specific ă molar ă a amestecului ini țial:
[ ]Kkg kJ T Cc mv ⋅ ⋅ =⋅ ⋅ + =−/ 658 , 34 10 4 , 17 20 3 ' (2.11)
Căldura specific ă molar ă medie a gazelor de ardere:
[ ] Kkg kJ T T Cz z mv ⋅ ⋅ + =⋅ ⋅
+ +
+ =−/ 003 , 0 636 , 20 10 5 , 15 8 , 13 2 , 920 4 ' '
λ λ (2.12)
Temperatura la sfâr șitul arderii T z se calculeaz ă din urm ătoarea ecua ție:
( )z f M mv c M mv
rai T R C T R CLQ⋅⋅ + =⋅⋅ + ++⋅ ⋅⋅µ πγ λξ) ( ) (1' ' '
min (2.13)
[]K Tz 565 , 3060 = (2.14)
Presiunea la sfâr șitul arderii:
[ ]2 5/ 10 783 , 7 mNTTp p
cz
f c z ⋅ =⋅⋅ = µ (2.15)
Gradul de destindere prealabila:
766 , 1=⋅⋅= =
cz f
cz
TT
VV
πµρ (2.16)
2.5 Parametrii procesului de destindere
Se adopt ă Coeficientul politropic al destinderii: 2 , 12=n (2.17)
Gradul de destindere:
040 , 11 = =ρεδ (2.18)
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 9
Presiunea la sfâr șitul destinderii:
[ ]2 5/ 10 73 , 4
2mNppnz
b ⋅ = =δ (2.19)
Temperatura la sfâr șitul destinderii:
[ ]KTTnz
b 002 , 1767 12= =−δ (2.20)
2.6 Parametrii principali ai motorului
Se adopta Coeficientul de rotunjire a diagramei: 98 , 0=rµ
Randamentul mecanic: 9 , 0=mη
Presiunea medie a ciclului teoretic:
[ ]2 5
1
11
2'/ 10 601 , 11 1111 111 11 2mNn nppn nc
i ⋅ =
−⋅−−−⋅−⋅−=− −ε επ
ε (2.21)
Randamentul indicat al motorului:
307 , 0
00 1=⋅⋅⋅⋅⋅ =
i vi
M iQ pTMpRηη (2.22)
Presiunea medie efectiv ă:
[ ]2 5/ 10 023 , 1 mN p pi m me ⋅ =⋅ =η (2.23)
Randamentul efectiv al motorului:
276 , 0=⋅ =i m e ηη η (2.24)
Consumul specific efectiv de combustibil:
[ ]kWh gQg
i ee / 35 ,299 36000 =⋅=η (2.25)
2.7 Dimensiuni fundamentale ale motorului
Raportul curs ă-alezaj:
1= =ΦDS (2.26)
Capacitatea cilindric ă necesar ă:
[ ]li n pPV
en
h 342 , 0120000 =⋅ ⋅⋅= (2.27)
Alezajul:
[ ]mm VDh8 , 75 4
3 =Φ ⋅⋅=π (2.28)
Cursa:
[]mm D S 8 , 75 =⋅ Φ= (2.29)
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 10
Viteza medie a pistonului:
[ ]smnS
m / 37 , 11 30 =⋅=ω (2.30)
Cilindreea total ă a motorului:
[]l V i Vh t 368 , 1=⋅= (2.31)
Puterea litric ă a motorului:
[ ] l kW VPP
tn
l / 162 , 51 = = (2.32)
2.8 Trasarea diagramei indicate a motorului
Diagrama indicat ă are o importan ță deosebit ă in procesul de proiectare a unui motor, ea
reprezentând de fapt lucrul mecanic util produs de motor în timpul func țion ării și fiind
determinat ă de evolu ția presiunii din cilindrul motorului pe durata celo r patru timpi ai motorului
(admisie-comprimare-destindere-evacuare) în func ție de volumul dizlocat de piston în timpul
mi șcării între cele dou ă puncte moarte (p.m.s.-p.m.i.).
Prin urmare, se vor calcula:
Volumul la sfâr șitul cursei de admisie:
[ ]l V Vh a 382 , 01=−⋅=εε (2.33)
Volumul la sfâr șitul compresiei:
[ ]lVVa
c 04 , 0= =ε (2.34)
Cursa pistonului corespunz ătoare unghiului de avans la scanteie:
( ) ( ) [ ]mm Sxsb
s s 39 , 6 2cos 14cos 12=
− + − = αλα (2.35)
Cursa pistonului corespunz ătoare unghiului de avans la deschiderea evacu ării:
( ) ( ) [ ]mm Sxev b
ev ev 9 , 22 2cos 14cos 12=
− − − = αλα (2.36)
Unghiul de avans la scanteie:
RAC s °=30 α
Unghiul de avans la evacuare:
RAC ev °=60 α
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 11
Raportul raza manivelei si lungimea bielei:
277778 , 0=bλ
În sistemul de coordonate p-V se vor plasa punctele a,c,z,b astfel:
-se plaseaz ă izocorele: z c V V = si a b V V =
-pentru trasarea prin puncte a politropelor de comp rimare și de destindere se utilizeaza
ecua țiile [1, pag. 226]:
politropa ac reprezint ă procesul de comprimare și se traseaz ă conform formulei:
1n
a
x a
xVp p V = ⋅ (2.37)
politropa zb reprezint ă procesul de destindere și se traseaz ă pornind de la rela ția:
2n
z
x z
xVp p V = ⋅ (2.38)
Rezultatele calculelor efectuate pe baza rela țiilor de mai sus sunt trecute in tabelul 2.5:
Tabelul 2.5
[ ] RAC °α []mSx []lVx [ ]2/mNpx
0 0.0000 0.0402 101000.000
10 0.0007 0.0436 86000.000
20 0.0029 0.0533 86000.000
30 0.0064 0.0691 86000.000
40 0.0110 0.0901 86000.000
50 0.0166 0.1153 86000.000
60 0.0229 0.1436 86000.000
70 0.0296 0.1737 86000.000
80 0.0364 0.2046 86000.000
90 0.0432 0.2350 86000.000
100 0.0496 0.2640 86000.000
110 0.0555 0.2907 86000.000
120 0.0608 0.3146 86000.000
130 0.0654 0.3351 86000.000
140 0.0691 0.3521 86000.000
150 0.0720 0.3653 86000.000
160 0.0741 0.3748 86000.000
170 0.0754 0.3804 86000.000
180 0.0758 0.3823 86000.000
190 0.0754 0.3804 86591.970
200 0.0741 0.3748 88413.050
210 0.0720 0.3653 91604.354
220 0.0691 0.3521 96421.131
230 0.0654 0.3351 103267.941
240 0.0608 0.3146 112759.673
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 12
250 0.0555 0.2907 125824.493
260 0.0496 0.2640 143877.683
270 0.0432 0.2350 169118.724
280 0.0364 0.2046 205046.464
290 0.0296 0.1737 257360.172
300 0.0229 0.1436 335515.877
310 0.0166 0.1153 455226.534
320 0.0110 0.0901 641467.845
330 0.0064 0.0691 927293.245
340 0.0029 0.0533 1328899.495
350 0.0007 0.0436 1760978.886
360 0.0000 0.0402 1965777.060
370 0.0007 0.0436 7782512.085
380 0.0029 0.0533 5481989.728
390 0.0064 0.0691 3972625.973
400 0.0110 0.0901 2856575.198
410 0.0166 0.1153 2101566.636
420 0.0229 0.1436 1599364.534
430 0.0296 0.1737 1261458.298
440 0.0364 0.2046 1029318.420
450 0.0432 0.2350 866316.378
460 0.0496 0.2640 749638.031
470 0.0555 0.2907 664874.115
480 0.0608 0.3146 602738.525
490 0.0654 0.3351 557123.921
500 0.0691 0.3521 523947.626
510 0.0720 0.3653 430475.902
520 0.0741 0.3748 401777.509
530 0.0754 0.3804 344380.722
540 0.0758 0.3823 286983.935
550 0.0754 0.3804 258285.541
560 0.0741 0.3748 229587.148
570 0.0720 0.3653 200888.754
580 0.0691 0.3521 172190.361
590 0.0654 0.3351 143491.967
600 0.0608 0.3146 124000.000
610 0.0555 0.2907 124000.000
620 0.0496 0.2640 124000.000
630 0.0432 0.2350 124000.000
640 0.0364 0.2046 124000.000
650 0.0296 0.1737 124000.000
660 0.0229 0.1436 124000.000
670 0.0166 0.1153 124000.000
680 0.0110 0.0901 124000.000
690 0.0064 0.0691 124000.000
700 0.0029 0.0533 124000.000
710 0.0007 0.0436 124000.000
720 0.0000 0.0402 101000.000
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 13
3 Calculul cinematic si dinamic al motorului
3.1 Cinematica mecanismului biel ă-manivel ă
Analizele cinematice si calculul dinamic al mecanis mului biel ă-manivel ă sunt necesare
pentru determinarea for țelor care ac ționeaz ă asupra pieselor motorului.
Cercet ările de detaliu ale cinematicii mecanismului biel ă-manivel ă din cauza regimului
variabil de func ționare, sunt foarte complexe. La determinarea sarci nilor de pe piesele motorului
se folosesc însa formule simplificate ob ținute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a
arborelui cotit si la regim stabilizat, care dau o precizie suficient ă și u șureaz ă esen țial calculul.
La o vitez ă unghiular ă constant ă de rota ție a arborelui cotit, unghiul de rota ție este
propor țional cu timpul și prin urmare toate m ărimile cinematice pot fi exprimate în func ție de
unghiul α de rota ție a arborelui cotit.
Se va considera, în calcule, c ă pozi ția ini țial ă pentru m ăsurarea unghiului α este pozi ția
corespunz ătoare pentru care pistonul este la distan ța maxim ă de la axa arborelui cotit.
În construc ția de automobile se întâlnesc
solu ții constructive cu mecanism biel ă-manivel ă de
tip axat, când axa cilindrului intersecteaz ă axa
arborelui cotit, si mecanism biel ă-manivel ă de tip
dezaxat .
În cazul de fa ța se va lucra cu un mecanism
biel ă-manivel ă axat, conform figurii 3.1.
Pe schema principal ă a mecanismului biel ă-
manivel ă s-au f ăcut urm ătoarele nota ții:
α – unghiul de rota ție al manivelei la un
moment dat, care se masoar ă de la axa cilindrului în
sensul de rota ție al arborelui cotit. (sensul acelor de
ceasornic);
β – unghiul de înclinare al axei bielei, în
planul ei de oscila ție, de o parte a axei cilindrului .
ω – viteza unghiular ă de rota ție a arborelui
Fig. 3.1 Mecanismul biel ă-manivel ă cotit.
de tip axat []132 ,628 30 −=⋅= snπω
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 14
[]mm R S 76 2 =⋅= – cursa pistonului sau distan ța între p.m.s. și p.m.i .
[]mm R38 = – raza manivelei sau distan ța între axa arborelui cotit și axa fusului maneton.
bblR=λ – raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei.
Pentru motoarele contemporane de automobile se folo sesc limitele: 8 , 31… 0 , 31=bλ
Se va adopta: 1
3.6 λ=
[ ]mm Rl
bb 44 ,133 = =λ – lungimea bielei.
Stabilirea ecua țiilor de mi șcare ale pistonului, [2]:
Spa țiul parcurs de piston : []mm xp este expresia ob ținut ă din geometria mecanismului
biel ă-manivel ă, prin opera ții matematice specifice geometriei plane si trigono metriei.
(1 cos ) (1 cos(2 ) ,[ ] 4px r mm λα α = ⋅ − + ⋅ − ⋅ (3.1)
Viteza pistonului : []smvp/ se ob ține prin derivarea ecua ției spa țiului parcurs de piston.
[sin sin 2 ], 2pmv r sλω α α = ⋅ ⋅ + ⋅ ⋅ (3.2)
Se observ ă c ă viteza pistonului este compus ă din dou ă armonice:
1 sin pv r ω α = ⋅ ⋅ – armonica de ordinul I (3.3)
2 sin 2 2pv r λω α = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ – armonica de ordinul II (3.4)
Accelera ția pistonului : [ ]2/smap este expresia derivatei de ordinul II al spa țiului
parcurs de piston sau a derivatei de ordinul I a vi tezei pistonului:
2
2[cos cos2 ], pma r sω α λ α = ⋅ ⋅ + ⋅ ⋅ (3.5)
De asemenea se observ ă dou ă armonici care dau doua accelera ții:
2
1 cos pa r ω α = ⋅ ⋅ – accelera ția de ordinul I (3.6)
2
2 cos 2 pa r ω λ α = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ – accelera ția de ordinul II (3.7)
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 15
Valorile varia ției acestor m ărimi caracteristice în func ție de unghiul de rota ție a arborelui
cotit sunt prezentate in tabelul 3.1.
Tabelul 3.1
[ ] RAC °α []mm Sp []smvp/ [ ]2/smap
0 0.00000 0.00000 0.00000
10 0.73451 0.03315 5.26629
20 2.90139 0.13093 10.27051
30 6.39357 0.28851 14.77083
40 11.04176 0.49827 18.56391
50 16.62722 0.75031 21.49904
60 22.89777 1.03328 23.48704
70 29.58538 1.33506 24.50296
80 36.42367 1.64364 24.58254
90 43.16362 1.94778 23.81312
100 49.58611 2.23760 22.32016
110 55.51034 2.50494 20.25107
120 60.79753 2.74352 17.75849
130 65.35021 2.94897 14.98478
140 69.10756 3.11852 12.04965
150 72.03788 3.25075 9.04229
160 74.12964 3.34514 6.01863
170 75.38246 3.40168 3.00392
180 75.79952 3.42050 0.00000
190 75.38246 3.40168 -3.00392
200 74.12964 3.34514 -6.01863
210 72.03788 3.25075 -9.04229
220 69.10756 3.11852 -12.04965
230 65.35021 2.94897 -14.98478
240 60.79753 2.74352 -17.75849
250 55.51034 2.50494 -20.25107
260 49.58611 2.23760 -22.32016
270 43.16362 1.94778 -23.81312
280 36.42367 1.64364 -24.58254
290 29.58538 1.33506 -24.50296
300 22.89777 1.03328 -23.48704
310 16.62722 0.75031 -21.49904
320 11.04176 0.49827 -18.56391
330 6.39357 0.28851 -14.77083
340 2.90139 0.13093 -10.27051
350 0.73451 0.03315 -5.26629
360 0.00000 0.00000 0.00000
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 16
3.2 Dinamica mecanismului biel ă-manivelă
Prin calculul dinamic al mecanismului biel ă-manivel ă se urm ăre ște determinarea m ărimii
și caracterului varia ției sarcinilor care actioneaz ă asupra pieselor motorului. Cercet ările în detaliu
sunt foarte complexe din cauza regimului variabil d e func ționare. De aceea se folosesc rela ții
simplificate, obtinute în ipoteza unei viteze unghi ulare constante a arborelui cotit si la regim
stabilizat.
For țele care ac ționeaza in mecanismul biel ă – manivel ă
Asupra mecanismului bielã-manivelã, actioneazã fort ele date de presiunea gazelor din
cilindru si fortele de inertie ale maselor mecanism ului aflate în miscare. Fortele de frecare vor fi
considerate neglijabile. Fortele de inertie sunt co nstituite din fortele de inertie ale maselor aflate
în miscare alternativã de translatie si forte de i nertie ale maselor aflate în miscare de rotatie.
Pentru calculul organelor mecanismului bielã-manive lã, 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 de termina pentru o serie de pozitii succesive ale
mecanismului, functie de unghiul de rotatie al arbo relui cotit.
Pentru determinarea fortelor din elementele mecanis mului 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.
Fig. 3.2 For țele si momentele care actioneaz ă în mecanismul biel ă-manivel ă
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 17
For ța de presiune a gazelor
For ța dat ă de presiunea gazelor pe piston se determin ă cu rela ția, [2]:
[]NAp Fp g g ⋅ = (3.8)
− =2mNp p pcart x g (3.9)
în care [ ]22
00445 , 04mDAp =⋅=π – aria suprafe ței capului pistonului (3.10)
gp – presiunea gazelor în cilindru dup ă diagrama indicat ă.
For ța de presiune a gazelor este îndreptat ă dup ă axa
cilindrului si poate fi considerat ă în axa bol țului de piston.
Aceast ă for ță este considerat ă pozitiv ă când este orientat ă
spre axa arborelui cotit si negativ ă când este orientat ă invers.
Calculul valorilor for țelor Fg se face tabelar – tabelul
3.2 – și se construie ște curba Fg = f( α).
Fig. 3.3 Presiunea gazelor în cilindru
For țele de iner ție
For țele de iner ție sunt produse de masele aflate în mi șcare accelerat ă și anume: piston
asamblat (piston, bol ț, segmen ți, siguran țele bol țului), biel ă și arbore cotit.
For țele de iner ție sunt îndreptate în sens opus accelera ției și sunt date de formula
generalã:
[]Nam F ⋅− = (3.11)
în care m – masa elementelor în mi șcare, [ kg ];
a – accelera ția maselor, [ m/s 2].
În func ție de felul mi șcării elementelor mecanismului motor distingem urm ătoarele tipuri
de for țe de iner ție:
a) For țele de iner ție produse de masele elementelor aflate în mi șcare de transla ție ( Fj);
b) For țele de iner ție produse de masele neechilibrate ale elementelor aflate în mi șcare de
rota ție ( Fr).
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 18
For țele de iner ție ale maselor în mi șcare de transla ție
Aceste for țe se determin ă prin multiplicarea acestor mase ( mj), considerate in axa bol țului
de piston, cu accelera ția pistonului, adic ă:
[]Nam Fp j j ⋅ − = (3.11)
Masele aflate in mi șcare de transla ție sunt constituite din masa pistonului asamblat ( mp),
care cuprinde masa pistonului, segmen ților, bol țului și siguran țelor acestuia și o parte din masa
bielei ( bm1), care se consider ă concentrat ă în axa piciorului acesteia. Astfel:
[]kg m m mb p j 1+ = (3.12)
Întreaga masa a bielei se consider ă aproximativ concentrat ă în cele doua axe în care este
articulat ă, respectiv în axa piciorului bielei ( bm1) și în axa capului bielei ( bm2).
Prima component ă este luata în calcul la determinarea for ței de iner ție Fj, iar a doua
component ă se adaug ă maselor rotitoare ale manivelei.
Din documenta ția de specialitate se vor adopta urmatoarele mase s pecifice:
[ ]kg Am mmkg mp p p p 564 , 0 80 '
2'=⋅ =
= (3.13)
[ ]kg Am mmkg mp b b b 677 , 0 120 '
2'=⋅ =
= (3.14)
Pentru majoritatea motoarelor de autovehicule repa rtizarea masei bielei pe cele dou ă
componente se afl ă în limitele urm ătoare:
[]
[ ]kg m mkg m m
b bb b
491 , 0 75 , 0186 , 0 25 , 0
21
=⋅ ==⋅ = (3.15)
For ța de iner ție Fj se poate exprima ținând seama de expresia generalizat ă a accelera ției
pistonului:
( )[]N rm Fj j α λα ω 2cos cos 2⋅+ ⋅⋅ ⋅ − = (3.16)
Se observ ă apari ția în expresia for ței de iner ție a maselor în mi șcare de transla ție a doua
armonici:
2 1 j j j F F F + = (3.17)
Aceast ă problem ă este foarte important ă în studiul echilibr ării motoarelor. Din acest
punct de vedere se desprind urm ătoarele concluzii:
1 1 1 ( ) j p b p F m m a = + ⋅ – component ă care se echilibreaz ă par țial cu ajutorul
contragreut ăților amplasate pe arbore;
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 19
2 1 2 ( ) j p b p F m m a = + ⋅ – component ă care nu se poate echilibra cu contragreuta ți
deoarece prezint ă o vitez ă de rota ție dubl ă fa ță de cea a arborelui cotit, îns ă se pot echilibra total
cu contragreut ăți plasate pe arbori suplimentari care se rotesc cu viteza unghiular ă dubl ă față de
arborele cotit.
For țele de iner ție ale maselor în mi șcare de rota ție
Masele din mecanismul motor care dau for țe de iner ție în mi șcare de rota ție sunt:
masa bielei concentrat ă în axa capului bielei ( bm2);
masa fusului maneton ( fm m);
masa neechilibrat ă a bra țului, care va fi redus ă la distan ța r.
Expresia for ței de iner ție a maselor în mi șcare de rota ție este:
[]N rm Fr r2ω⋅ ⋅ − = (3.18)
unde: rm – masa elementelor în mi șcare de rota ție.
2 2 2 2 r b fm br b fm br m m m m m m m rρρ = + + ⋅ ⋅ = + + ⋅ ⋅ (3.19)
Observa ție : For țele de iner ție ale maselor în mi șcare de rota ție nu prezint ă un pericol
pentru echilibrarea motorului întrucât ele se echil ibreaz ă total cu ajutorul unor contragreut ăți
plasate pe arborele cotit al motorului.
For țele rezultante din mecanismul motor și momentul motorului monocilindric
Conform figurii 3.2 vom întâlni urm ătoarele for țe, [2]:
For ța sumar ă care ac ționeaz ă de-a lungul axei cilindrului si este egal ă cu suma algebric ă
a for ței create de presiunea gazelor Fg și for ța de iner ție a maselor în mi șcare de transla ție Fj.
[]NF FFj g+ = (3.20)
Valorile varia ției acestor for țe în func ție de unghiul de rota ție a arborelui cotit sunt
prezentate in tabelul 3.2.
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 20
Tabelul 3.2
[ ] RAC °α [ ]2/mNpx []NFg []NFj []NF FFj g+ =
0 101000.000 0.0000 -14342.8666 -14342.8666
10 86000.000 -67.6884 -13984.2966 -14051.9849
20 86000.000 -67.6884 -12936.4483 -13004.1367
30 86000.000 -67.6884 -11280.0143 -11347.7027
40 86000.000 -67.6884 -9140.1731 -9207.8615
50 86000.000 -67.6884 -6673.7583 -6741.4467
60 86000.000 -67.6884 -4053.4188 -4121.1072
70 86000.000 -67.6884 -1450.5879 -1518.2762
80 86000.000 -67.6884 980.8001 913.1117
90 86000.000 -67.6884 3118.0145 3050.3261
100 86000.000 -67.6884 4879.1503 4811.4619
110 86000.000 -67.6884 6227.6632 6159.9748
120 86000.000 -67.6884 7171.4333 7103.7449
130 86000.000 -67.6884 7756.6334 7688.9450
140 86000.000 -67.6884 8057.2980 7989.6097
150 86000.000 -67.6884 8161.9998 8094.3115
160 86000.000 -67.6884 8159.3730 8091.6847
170 86000.000 -67.6884 8124.3462 8056.6578
180 86000.000 -67.6884 8106.8376 8039.1493
190 86591.970 -65.0171 8124.3462 8059.3291
200 88413.050 -56.7993 8159.3730 8102.5737
210 91604.354 -42.3984 8161.9998 8119.6014
220 96421.131 -20.6624 8057.2980 8036.6356
230 103267.941 10.2342 7756.6334 7766.8676
240 112759.673 53.0662 7171.4333 7224.4995
250 125824.493 112.0220 6227.6632 6339.6851
260 143877.683 193.4880 4879.1503 5072.6383
270 169118.724 307.3897 3118.0145 3425.4042
280 205046.464 469.5157 980.8001 1450.3158
290 257360.172 705.5843 -1450.5879 -745.0035
300 335515.877 1058.2665 -4053.4188 -2995.1524
310 455226.534 1598.4677 -6673.7583 -5075.2906
320 641467.845 2438.8924 -9140.1731 -6701.2807
330 927293.245 3728.6961 -11280.0143 -7551.3182
340 1328899.495 5540.9675 -12936.4483 -7395.4808
350 1760978.886 7490.7507 -13984.2966 -6493.5458
360 1965777.060 8414.9143 -14342.8666 -5927.9522
370 7782512.085 34663.2676 -13984.2966 20678.9710
380 5481989.728 24282.0274 -12936.4483 11345.5791
390 3972625.973 17470.9361 -11280.0143 6190.9218
400 2856575.198 12434.6925 -9140.1731 3294.5194
410 2101566.636 9027.6727 -6673.7583 2353.9143
420 1599364.534 6761.4566 -4053.4188 2708.0378
430 1261458.298 5236.6352 -1450.5879 3786.0473
440 1029318.420 4189.0906 980.8001 5169.8906
450 866316.378 3453.5344 3118.0145 6571.5489
460 749638.031 2927.0166 4879.1503 7806.1669
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 21
470 664874.115 2544.5146 6227.6632 8772.1777
480 602738.525 2264.1241 7171.4333 9435.5574
490 557123.921 2058.2856 7756.6334 9814.9190
500 523947.626 1908.5756 8057.2980 9965.8737
510 430475.902 1486.7791 8161.9998 9648.7789
520 401777.509 1357.2759 8159.3730 9516.6489
530 344380.722 1098.2696 8124.3462 9222.6158
540 286983.935 839.2633 8106.8376 8946.1009
550 258285.541 709.7601 8124.3462 8834.1063
560 229587.148 580.2569 8159.3730 8739.6300
570 200888.754 450.7538 8161.9998 8612.7536
580 172190.361 321.2506 8057.2980 8378.5487
590 143491.967 191.7475 7756.6334 7948.3808
600 124000.000 103.7888 7171.4333 7275.2221
610 124000.000 103.7888 6227.6632 6331.4520
620 124000.000 103.7888 4879.1503 4982.9391
630 124000.000 103.7888 3118.0145 3221.8033
640 124000.000 103.7888 980.8001 1084.5889
650 124000.000 103.7888 -1450.5879 -1346.7990
660 124000.000 103.7888 -4053.4188 -3949.6300
670 124000.000 103.7888 -6673.7583 -6569.9695
680 124000.000 103.7888 -9140.1731 -9036.3843
690 124000.000 103.7888 -11280.0143 -11176.2255
700 124000.000 103.7888 -12936.4483 -12832.6595
710 124000.000 103.7888 -13984.2966 -13880.5077
720 101000.000 0.0000 -14342.8666 -14342.8666
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 22
For ța F aplicat ă în axa bol țului se descompune în dou ă componente, [2]:
Componenta normala N ( de sprijin ) dup ă axa cilindrului – aceast ă for ță strive ște pelicula
de ulei. Aceast ă component ă d ă na ștere unui moment care tinde s ă roteasc ă blocul motor în jurul
arborelui cotit în sens invers fa ță de sensul de rota ție al acestuia, moment ce se transmite la
punctele de fixare a motorului pe șasiu.
Momentul dat de for ța N este egal ca valoare absolut ă cu momentul dezvoltat de for țele
active pe manivela arborelui cotit.
Din punct de vedere a conven ției de semn, for ța N este considerat ă pozitiv ă atunci când
tinde s ă roteasca mecanismul invers sensului de rota ție.
[]Ntg F N β⋅= (3.21)
( )α λ β α λβ sin arcsin sin sin ⋅ = ⋅= (3.22)
For ța din lungul bielei S, care este un vector alunec ător.
[ ]NFSβcos = (3.23)
Aceast ă for ță se transmite fusului maneton și se consider ă pozitiv ă când comprim ă biela,
și negativ ă atunci când solicit ă biela la întindere.
For ța S, fiind un vector alunec ător, este transpus ă în axa fusului maneton și se
descompune în dou ă componente, [2]:
Componenta radial ă Z, considerat ă pozitiv ă atunci când ac ționeaz ă spre axa arborelui
cotit.
( )[ ]N FZββα
cos cos +⋅= (3.24)
Componenta tangen țial ă T, care se va considera pozitiv ă atunci când este orientat ă în
sensul de rota ție al arborelui cotit.
( )[ ]N FTββα
cos sin +⋅= (3.25)
Observa ție: Singura for ță care furnizeaz ă moment este for ța T. Momentul motor va fi
dat, prin urmare, de for ța T.
Momentul monocilindrului :
[ ]mN r T M ⋅ ⋅= (3.26)
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 23
Valorile varia ției acestor for țe ( N, S, Z, T și M ) în func ție de unghiul de rota ție a arborelui
cotit sunt prezentate in tabelul 3.3.
Tabelul 3.3
[ ] RAC °α []NF [ ] RAC °β []NN []NS []NT []NZ [ ]mNM ⋅
0 -14342.8666 0.0000 0 -14343 0 -14343 0.0
10 -14051.9849 0.0483 -679 -14068 -3108 -13721 -117.8
20 -13004.1367 0.0951 -1241 -13063 -5614 -11795 -212.8
30 -11347.7027 0.1393 -1591 -11459 -7052 -9032 -267.3
40 -9207.8615 0.1795 -1671 -9358 -7199 -5980 -272.8
50 -6741.4467 0.2144 -1468 -6899 -6108 -3209 -231.5
60 -4121.1072 0.2429 -1021 -4246 -4080 -1176 -154.6
70 -1518.2762 0.2641 -411 -1573 -1567 -133 -59.4
80 913.1117 0.2771 260 949 944 -97 35.8
90 3050.3261 0.2815 882 3175 3050 -882 115.6
100 4811.4619 0.2771 1368 5002 4501 -2183 170.6
110 6159.9748 0.2641 1666 6381 5219 -3672 197.8
120 7103.7449 0.2429 1761 7319 5272 -5077 199.8
130 7688.9450 0.2144 1674 7869 4814 -6225 182.4
140 7989.6097 0.1795 1450 8120 4025 -7052 152.5
150 8094.3115 0.1393 1135 8174 3064 -7577 116.1
160 8091.6847 0.0951 772 8128 2042 -7868 77.4
170 8056.6578 0.0483 389 8066 1016 -8002 38.5
180 8039.1493 0.0000 0 8039 0 -8039 0.0
190 8059.3291 -0.0483 -389 8069 -1016 -8004 -38.5
200 8102.5737 -0.0951 -773 8139 -2045 -7878 -77.5
210 8119.6014 -0.1393 -1139 8199 -3074 -7601 -116.5
220 8036.6356 -0.1795 -1458 8168 -4049 -7094 -153.4
230 7766.8676 -0.2144 -1691 7949 -4863 -6288 -184.3
240 7224.4995 -0.2429 -1791 7443 -5361 -5163 -203.2
250 6339.6851 -0.2641 -1714 6567 -5371 -3779 -203.6
260 5072.6383 -0.2771 -1443 5274 -4745 -2302 -179.8
270 3425.4042 -0.2815 -990 3566 -3425 -990 -129.8
280 1450.3158 -0.2771 -412 1508 -1500 -154 -56.8
290 -745.0035 -0.2641 201 -772 769 -66 29.1
300 -2995.1524 -0.2429 742 -3086 2965 -855 112.4
310 -5075.2906 -0.2144 1105 -5194 4598 -2416 174.3
320 -6701.2807 -0.1795 1216 -6811 5239 -4352 198.6
330 -7551.3182 -0.1393 1059 -7625 4693 -6010 177.9
340 -7395.4808 -0.0951 706 -7429 3193 -6708 121.0
350 -6493.5458 -0.0483 314 -6501 1436 -6340 54.4
360 -5927.9522 0.0000 0 -5928 0 -5928 0.0
370 20678.9710 0.0483 548 11359 2510 11078 95.1
380 11345.5791 0.0951 591 6219 2673 5615 101.3
390 6190.9218 0.1393 462 3327 2047 2622 77.6
400 3294.5194 0.1795 427 2392 1840 1529 69.7
410 2353.9143 0.2144 590 2772 2454 1289 93.0
420 2708.0378 0.2429 938 3901 3748 1080 142.0
430 3786.0473 0.2641 1398 5356 5336 455 202.2
440 5169.8906 0.2771 1869 6832 6796 -699 257.6
450 6571.5489 0.2815 2257 8126 7806 -2257 295.9
460 7806.1669 0.2771 2495 9120 8206 -3980 311.0
470 8772.1777 0.2641 2551 9774 7994 -5625 303.0
480 9435.5574 0.2429 2433 10112 7284 -7014 276.1
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 24
490 9814.9190 0.2144 2170 10199 6239 -8069 236.5
500 9965.8737 0.1795 1751 9806 4861 -8517 184.2
510 9648.7789 0.1393 1335 9610 3602 -8909 136.5
520 9516.6489 0.0951 880 9265 2327 -8967 88.2
530 9222.6158 0.0483 432 8957 1128 -8885 42.8
540 8946.1009 0.0000 0 8834 0 -8834 0.0
550 8834.1063 -0.0483 -422 8750 -1102 -8680 -41.8
560 8739.6300 -0.0951 -822 8652 -2173 -8374 -82.4
570 8612.7536 -0.1393 -1175 8461 -3172 -7844 -120.2
580 8378.5487 -0.1795 -1442 8078 -4004 -7016 -151.8
590 7948.3808 -0.2144 -1584 7446 -4555 -5890 -172.6
600 7275.2221 -0.2429 -1569 6523 -4699 -4525 -178.1
610 6331.4520 -0.2641 -1347 5162 -4222 -2970 -160.0
620 4982.9391 -0.2771 -916 3350 -3014 -1462 -114.2
630 3221.8033 -0.2815 -314 1129 -1085 -314 -41.1
640 1084.5889 -0.2771 383 -1400 1393 143 52.8
650 -1346.7990 -0.2641 1068 -4091 4077 -347 154.5
660 -3949.6300 -0.2429 1628 -6769 6504 -1875 246.5
670 -6569.9695 -0.2144 1968 -9248 8187 -4301 310.3
680 -9036.3843 -0.1795 2028 -11359 8738 -7258 331.2
690 -11176.2255 -0.1393 1800 -12958 7975 -10214 302.2
700 -12832.6595 -0.0951 1325 -13944 5992 -12590 227.1
710 -13880.5077 -0.0483 693 -14360 3173 -14005 120.2
720 -14342.8666 0.0000 0 -14343 0 -14343 0.0
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 25
Stelajul motorului. Decalajul func țion ării cilindrilor. Ordinea de aprindere.
Momentul total al motorului
Stelajul poate fi definit ca fiind decalajul geometric al b ra țelor arborelui cotit. Forma
stelajului se alege în func ție de urm ătoarele elemente importante:
ordinea de func ționare a cilindrilor s ă nu determine apari ția exploziilor în doi
cilindrii apropia ți;
să asigure un echilibraj natural al for țelor și momentelor de iner ție pe grupe de
câte doi cilindrii.
Aceast ă împrejurare conduce la apari ția arborilor coti ți simetrici fa ță de palierul central
(arbori în oglind ă).
Ordinea de aprindere este ordinea în care
apare fenomenul de ardere la cilindrii
motorului. Se va stabili urm ătoarea ordine
de aprindere pentru motorul considerat:
1 – 3 – 4 – 1.
Decalajul func țion ării cilindrilor
este unghiul m ăsurat în [ ] RAC ° care
marcheaz ă începutul ciclului între cilindrii
succesivi în func ționare.
Fig. 3.4 Schi ța arborelui cotit
În cazul de fa ță , unghiul de decalaj va fi:
[ ]RAC i° = = 180 720 θ (3.27)
Pentru a se putea stabili care este momentul rezult at la un unghi oarecare de rota ție a
arborelui cotit din to ți cilindrii motorului, va trebui s ă se stabileasc ă diagrama de func ționare a
motorului.
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 26
Tabelul 3.4 Diagrama de func ționare a motorului
Unghi
Cilindru 0°
180° 180°
360° 360°
540° 540°
720°
Cil. 1. A C D E
Cil. 1. C D E A
Cil. 3. E A C D
Cil. 4. D E A C
Momentul total al motorului reprezint ă suma momentelor cilindrilor și are varia ția
valorilor prezentat ă în tabelul 3.5.
Tabelul 3.5
[ ] RAC °α 1M 2M 3M 4M
==4
1ii t M M
0 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0
10 -117.8 -38.5 -41.8 95.1 -103.0
20 -212.8 -77.5 -82.4 101.3 -271.3
30 -267.3 -116.5 -120.2 77.6 -426.4
40 -272.8 -153.4 -151.8 69.7 -508.3
50 -231.5 -184.3 -172.6 93.0 -495.4
60 -154.6 -203.2 -178.1 142.0 -393.8
70 -59.4 -203.6 -160.0 202.2 -220.7
80 35.8 -179.8 -114.2 257.6 -0.7
90 115.6 -129.8 -41.1 295.9 240.5
100 170.6 -56.8 52.8 311.0 477.5
110 197.8 29.1 154.5 303.0 684.4
120 199.8 112.4 246.5 276.1 834.7
130 182.4 174.3 310.3 236.5 903.5
140 152.5 198.6 331.2 184.2 866.5
150 116.1 177.9 302.2 136.5 732.8
160 77.4 121.0 227.1 88.2 513.7
170 38.5 54.4 120.2 42.8 255.9
180 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0
190 -38.5 95.1 -117.8 -41.8 -103.0
200 -77.5 101.3 -212.8 -82.4 -271.3
210 -116.5 77.6 -267.3 -120.2 -426.4
220 -153.4 69.7 -272.8 -151.8 -508.3
230 -184.3 93.0 -231.5 -172.6 -495.4
240 -203.2 142.0 -154.6 -178.1 -393.8
250 -203.6 202.2 -59.4 -160.0 -220.7
260 -179.8 257.6 35.8 -114.2 -0.7
270 -129.8 295.9 115.6 -41.1 240.5
280 -56.8 311.0 170.6 52.8 477.5
290 29.1 303.0 197.8 154.5 684.4
300 112.4 276.1 199.8 246.5 834.7
310 174.3 236.5 182.4 310.3 903.5
320 198.6 184.2 152.5 331.2 866.5
330 177.9 136.5 116.1 302.2 732.8
340 121.0 88.2 77.4 227.1 513.7
350 54.4 42.8 38.5 120.2 255.9
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 27
360 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0
370 95.1 -41.8 -38.5 -117.8 -103.0
380 101.3 -82.4 -77.5 -212.8 -271.3
390 77.6 -120.2 -116.5 -267.3 -426.4
400 69.7 -151.8 -153.4 -272.8 -508.3
410 93.0 -172.6 -184.3 -231.5 -495.4
420 142.0 -178.1 -203.2 -154.6 -393.8
430 202.2 -160.0 -203.6 -59.4 -220.7
440 257.6 -114.2 -179.8 35.8 -0.7
450 295.9 -41.1 -129.8 115.6 240.5
460 311.0 52.8 -56.8 170.6 477.5
470 303.0 154.5 29.1 197.8 684.4
480 276.1 246.5 112.4 199.8 834.7
490 236.5 310.3 174.3 182.4 903.5
500 184.2 331.2 198.6 152.5 866.5
510 136.5 302.2 177.9 116.1 732.8
520 88.2 227.1 121.0 77.4 513.7
530 42.8 120.2 54.4 38.5 255.9
540 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0
550 -41.8 -117.8 95.1 -38.5 -103.0
560 -82.4 -212.8 101.3 -77.5 -271.3
570 -120.2 -267.3 77.6 -116.5 -426.4
580 -151.8 -272.8 69.7 -153.4 -508.3
590 -172.6 -231.5 93.0 -184.3 -495.4
600 -178.1 -154.6 142.0 -203.2 -393.8
610 -160.0 -59.4 202.2 -203.6 -220.7
620 -114.2 35.8 257.6 -179.8 -0.7
630 -41.1 115.6 295.9 -129.8 240.5
640 52.8 170.6 311.0 -56.8 477.5
650 154.5 197.8 303.0 29.1 684.4
660 246.5 199.8 276.1 112.4 834.7
670 310.3 182.4 236.5 174.3 903.5
680 331.2 152.5 184.2 198.6 866.5
690 302.2 116.1 136.5 177.9 732.8
700 227.1 77.4 88.2 121.0 513.7
710 120.2 38.5 42.8 54.4 255.9
720 0.0 0.0 0.0 0.0 0.0
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 28
For țele care ac ționeaz ă asupra fusului maneton și palier. Desfa șurata for țelor pe
fusul maneton și palier.
O observatie foarte importanta este aceea
ca masa fusului maneton si masa bratelor nu
solicita fusul maneton.
Asupra manetonului actioneaza fortele T si
Z si mai actioneaza si forta de inertie din masa
bielei:
[]N r m Zb b 1 , 3135561 2
2 =⋅ ⋅ = ω (3.28)
Rezultanta for țelor care ac ționeaz ă asupra
fusului maneton are expresia:
( ) [ ]NT r m Z Rb m2
122 2
2 1 + ⋅⋅ − = ω (3.29)
Rezultanta for țelor care ac ționeaz ă asupra
Fig. 3.5 For țele din fusul maneton fusului palier are expresia:
[]NT Z Rp2 ' 2 '+ = (3.30)
Fig. 3.6 For țele ce ac ționeaz ă în fusurile arborelui cotit
[ ]NZ TTT2sin cos 2 2 1 ' θ θ ⋅ − ⋅+= (3.31)
[ ]NT Z ZZ2sin cos 2 1 ' θ θ ⋅+ ⋅ += (3.32)
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 29
Valorile varia ției for țelor ce ac ționeaz ă în fusurile arborelui cotit în func ție de unghiul de
rota ție a acestuia sunt prezentate în tabelul 3.6.
Tabelul 3.6
[ ] RAC °α []NT1 []NT2 []NZ1 []NZ2 []NT' []NZ' []NRm []NRp
0 0 0 -14343 -8039 0 -3152 21685.44 3151.86
10 -3108 -1016 -13721 -8004 -1046 -2858 21291.36 3043. 52
20 -5614 -2045 -11795 -7878 -1785 -1959 19944.39 2649. 67
30 -7052 -3074 -9032 -7601 -1989 -715 17828.28 2113.94
40 -7199 -4049 -5980 -7094 -1575 557 15142.69 1670.66
50 -6108 -4863 -3209 -6288 -623 1540 12191.62 1660.91
60 -4080 -5361 -1176 -5163 641 1993 9445.11 2093.91
70 -1567 -5371 -133 -3779 1902 1823 7638.55 2634.42
80 944 -4745 -97 -2302 2845 1102 7499.45 3050.77
90 3050 -3425 -882 -990 3238 54 8772.03 3238.32
100 4501 -1500 -2183 -154 3000 -1014 10535.44 3167.16
110 5219 769 -3672 -66 2225 -1803 12188.42 2863.91
120 5272 2965 -5077 -855 1153 -2111 13491.73 2405.47
130 4814 4598 -6225 -2416 108 -1905 14396.30 1907.77
140 4025 5239 -7052 -4352 -607 -1350 14947.04 1480.45
150 3064 4693 -7577 -6010 -814 -784 15231.43 1130.23
160 2042 3193 -7868 -6708 -575 -580 15346.83 816.91
170 1016 1436 -8002 -6340 -210 -831 15377.98 856.89
180 0 0 -8039 -5928 0 -1056 15381.72 1055.60
190 -1016 2673 -8004 11078 -1844 -9541 15380.65 9717.91
200 -2045 2047 -7878 5615 -2046 -6747 15357.69 7050.35
210 -3074 1840 -7601 2622 -2457 -5112 15256.55 5671.46
220 -4049 2454 -7094 1529 -3251 -4311 14993.40 5399.68
230 -4863 3748 -6288 1289 -4305 -3789 14472.09 5734.83
240 -5361 5336 -5163 1080 -5349 -3122 13606.27 6193.07
250 -5371 6796 -3779 455 -6084 -2117 12350.76 6441.43
260 -4745 7806 -2302 -699 -6276 -801 10748.31 6326.53
270 -3425 8206 -990 -2257 -5816 633 9009.62 5849.93
280 -1500 7994 -154 -3980 -4747 1913 7645.51 5117.85
290 769 7284 -66 -5625 -3257 2780 7447.88 4282.11
300 2965 6239 -855 -7014 -1637 3080 8717.04 3487.78
310 4598 4861 -2416 -8069 -131 2826 10787.38 2829.49
320 5239 3602 -4352 -8517 818 2083 12814.30 2237.54
330 4693 2327 -6010 -8909 1183 1449 14153.33 1870.81
340 3193 1128 -6708 -8967 1032 1130 14408.81 1530.32
350 1436 0 -6340 -8885 718 1272 13758.20 1461.09
360 0 -1102 -5928 -8834 551 1453 13270.52 1554.03
370 2673 -2173 11078 -8680 2423 9879 4593.14 10171.90
380 2047 -3172 5615 -8374 2610 6995 2678.57 7465.88
390 1840 -4004 2622 -7844 2922 5233 5066.50 5993.51
400 2454 -4555 1529 -7016 3504 4272 6310.46 5525.53
410 3748 -4699 1289 -5890 4223 3590 7119.98 5542.64
420 5336 -4222 1080 -4525 4779 2803 8227.40 5540.06
430 6796 -3014 455 -2970 4905 1712 9676.45 5195.35
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 30
440 7806 -1085 -699 -1462 4445 381 11207.61 4461.69
450 8206 1393 -2257 -314 3406 -972 12628.90 3542.32
460 7994 4077 -3980 143 1959 -2062 13860.32 2843.78
470 7284 6504 -5625 -347 390 -2639 14872.84 2667.34
480 6239 8187 -7014 -1875 -974 -2570 15653.82 2748.03
490 4861 8738 -8069 -4301 -1938 -1884 16159.50 2702.95
500 3602 7975 -8517 -7258 -2186 -630 16263.45 2275.09
510 2327 5992 -8909 -10214 -1833 652 16417.36 1945.13
520 1128 3173 -8967 -12590 -1022 1811 16349.00 2080.03
530 0 0 -8885 -14005 0 2560 16227.78 2559.74
540 -1102 0 -8834 -14343 -551 2754 16214.17 2808.95
550 -2173 -3108 -8680 -13721 468 2520 16169.44 2563.26
560 -3172 -5614 -8374 -11795 1221 1710 16033.86 2101.64
570 -4004 -7052 -7844 -9032 1524 594 15705.18 1635.65
580 -4555 -7199 -7016 -5980 1322 -518 15063.63 1419.93
590 -4699 -6108 -5890 -3209 705 -1341 14042.12 1514.64
600 -4222 -4080 -4525 -1176 -71 -1674 12595.78 1675.84
610 -3014 -1567 -2970 -133 -723 -1418 10744.30 1592.22
620 -1085 944 -1462 -97 -1014 -682 8870.96 1222.58
630 1393 3050 -314 -882 -829 284 7781.86 876.11
640 4077 4501 143 -2183 -212 1163 8273.35 1182.40
650 6504 5219 -347 -3672 643 1662 10071.48 1782.24
660 8187 5272 -1875 -5077 1458 1601 12328.47 2165.15
670 8738 4814 -4301 -6225 1962 962 14557.37 2185.11
680 7975 4025 -7258 -7052 1975 -103 16636.46 1977.67
690 5992 3064 -10214 -7577 1464 -1318 18550.57 1969.97
700 3173 2042 -12590 -7868 565 -2361 20183.83 2428.01
710 0 1016 -14005 -8002 -508 -3001 21347.26 3044.11
720 0 0 -14343 -8039 0 -3152 21685.44 3151.86
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 31
Diagramele de uzura ale fusurilor maneton si palier
Se va porni de la ipoteza c ă uzura este proportional ă cu for țele care actioneaz ă asupra
fusului. La construc ția diagramelor, conven țional, se consider ă c ă for țele care solicit ă la un
moment dat fusul se distribuie pe suprafa ța lui la 60°, de ambele par ți ale punctului de aplica ție.
Pentru construirea diagramei se
traseaz ă un cerc care reprezint ă sec țiunea
fusului.
Către periferia acestui cerc sunt aduse
valorile Rm și Rp luate din diagramele polare.
Pe rând, de la direc ția fiec ărei for țe, la
60°, în ambele par ți, se duc în interiorul
cercului fâ șii circulare a c ăror înal țime este
propor țional ă cu m ărimea for ței.
În mod treptat, suprafa ța acumulat ă
reprezint ă insa și diagrama.
Din construc ția acestei diagrame se
trag concluzii privind zona celor mai mici
presiuni exercitate pe fus, zon ă care va
constitui locul exact al g ăurii pentru ungere
din fus.
Fig. 3.7 Construc ția diagramei de uzur ă
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 32
4. Calculul organologic al principalelor piese fixe ale motorului
4.1. Calculul cilindrului motorului
Se alege: p 45 10 5⋅N
m2⋅ :=
-alezajul: D 76 mm ⋅ :=
-presiunea maxima a gazelor din camera de ardere:
pmax 7.78 := MPa
Fig. 4.1 Elemente constructive ale camasii uscate Se adopta solutia cu camasa uscata montat a presat in bloc deoarece au o costructie simpla.Tr ebuie
sa se obtina o interferenta a dimensiunilor exterio are ale camasii si interioare ale cilindrului din b loc
pentru a se obtine o presiune de strangere intre ci lindru si bloc,(p)=4…5 [N/m^2]
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 33
-deformatia sumara ,, produsa de presiunea (p) de s trangere:
R1 D
2:= R1 38 mm =
R2 R1 2mm ⋅+ := R2 40 mm =
R3 R2 2mm ⋅+ := R3 42 mm =
-modulul de elasticitate al materialului blocului motor: Eb=(670…710)*10^3 [Kg/cm^2]
-modulul de elasticitate al materialului (fonta al iata cu Ni siCr) camasii de cilindru: Ec=10^6
[Kg/cm^2]
-coeficientii lui Poisson: b=0,32…0,36
c=0,3
Se alege: Eb6900 kg
mm 2⋅ := νb0.34 :=
Ec10 4kg
mm 2⋅ := νc0.3 :=
p 45 100000 ⋅ :=
∆ pR2
EbR2 2R3 2+
R3 2R2 2−νb+
⋅R2
EcR2 2R1 2+
R2 2R1 2−νc−
⋅ −
⋅ :=
rezulta: ∆ 0.000198 mm =
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 34
5. Calculul organologic al principalelor piese mobi le ale motorului
5.1. Calculul pistonului
Se adopta =8.1 mm Se adopta l1=33.5 mm Se adopta hc=2.3 mm Se adopta h=9 mm Calculul de rezistenta al pistonului se face du pa stabilirea principalelor sale dimensiuni pe baza datelor
statistice ale motoarelor existente si care s-au co mportat bine in exploatare
di 0.905 D⋅ := di 68.78 = mm Se adopta di=68.8 mm Se adopta L=41.6 mm Se adopta H=61.5 mm H 0.81 D⋅ := H61.56 =
δ0.106 D⋅ := h 0.12 D⋅ := L 0.547 D⋅ :=
δ8.056 = l1 33.44 = hc2.28 = h9.12 = L41.572 =
mm mm mm mm mm
hc0.03 D⋅ :=
l1 0.44 D⋅ :=
Fig. 5.1 Dimensionarea pist onului
Verificarea capului pistonului:
Capul pistonului se verifica la rezistenta ca o pla ca circulara incastrata pe contur si incarcata cu o
sarcina uniform distribuita. Solicitarea capului pi stonului e data de formula: mm
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 35
σf 0.1875 pmax 1− ( )⋅di
δ2
⋅ := σf92.665 = MPa σaf 90 200 − := MPa
Determinarea diametrului pistonului la montaj:
Diametrul pistonului la montaj se determina in asa fel incit sa asigure jocul la cald
necesar functionarii normale
– pentru aliaje din aluminiu – pentru fonta
αp 17.5 10 6−⋅ := 1
K αc 10.7 10 6−⋅ := 1
K
– pentru racirea cu apa Tc 370 := K temperatura cilindrului
Tp 200 := K temperatura pistonului
T0 288 := K
– jocul pistonului la partea superioara ∆s 0.286 := mm
– jocul pistonului la partea superioara ∆i 0.226 := mm
Dp D1 αc Tc T0 −( )⋅ +[ ]⋅ ∆s−
1 αp Tp T0 −( )⋅ +:= Dp 75.898 = mm
Di D1 αc Tc T0 −( )⋅ +[ ]⋅ ∆i−
1 αp Tp T0 −( )⋅ +:= Di 75.958 = mm
Calculul zonei port-segmenti
Valorile eforturilor unitare se calculeaz ă astfel:
σi2.88 pmax ⋅Dp
2d
2−
hc
2
⋅ := σi4.763 = MPa
τf0.76 pmax ⋅ π⋅Dp
22d
22
−
⋅
πDp
22d
22
−
⋅:= τf5.913 = MPa
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 36
σech σi24τf2⋅+ := σech 12.749 = MPa
pme – presiunea medie efectiv ă
pme 1.09 := N
mm 2
l25 := mm
l -distanța de la fundul pistonului la generatoarea al ezajului bol tului [mm].
d1 d20.02135 Dp 2
l⋅ pme ⋅
− := d177.966 = mm
l' 5:= mm
l' – distanta dintre planul care delimiteazã zona port -segment si generatoarea alezajului pentru
bolt [mm].
d2 d20.0513 Dp 2
l' ⋅ pme ⋅
− := d277.586 = mm
Calculul mantalei pistonului
psm -presiunea specific ă pe mantaua pistonului.
Aev 2π⋅Dp
2⋅ L⋅ := Aev 9912.396 = mm 2
Nmax 2551.37 = N
Fig. 5.2 Grosimea peretelui mantalei
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 37
N
mm 2 psm Nmax
Dp L⋅ Aev −:= psm 0.378 =
psm < 3,0…5,0.10 5 [N/m 2] la motoarele de autocamioane si tractoare;
psm < 4,0…7,0.10 5 [N/m 2] la motoarele de autoturisme;
psm < 10.10 5 [N/m 2] la motoarele supraalimentate cu pistoane matritat e din aliaje
de aluminiu
Grosimea peretelui mantalei, recpectiv diamet rele interioare se
determin ă cu urm ătoarele relatii:
-în planul axei boltului:
l128 := mm
l1 – distanta de la partea inferioarã a pistonului la axa boltului [mm];
l3 d20.02135 Dp 2
l1⋅ pme ⋅
− := l377.969 = mm
l' 114 := mm
l1' – distanta de la partea inferioarã a pistonului la planul în care se calculeazã grosimea
mantalei [mm].
Verificarea sectiunii slabite:
Pistonul se verifica la compresiune in sectiunea x -x, deoarece forma constructiva, cu gauri in dreptu l
segmentului de ungere, duce la slabirea acestei se ctiuni
Dc 69 := mm diametrul pistonului in zona segmentului de ungere
z8:= gauri
dg1…3 dg1:= mm
Ac πDp 2di 2−( ) ⋅
4z dg⋅Dp di −
2⋅ − := Ac 1853.926 = mm 2
σc pmax πD2⋅
4Ac ⋅⋅ := σc19.037 = MPa
Efortul unitar admisibil la compresie este ac=20-40 MPa
d4 d20.00772 Dp 2
l' 1⋅ pme ⋅
− := d477.978 = mm
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 38
Calculul jocurilor segmentilor în canal:
Grosimea segmentului:
K 0.08 := constanta
σa65 := N
mm 2
bDp
2Kpmax
100 ⋅⋅1
σa⋅ := b 1.8 := mm
Se adopta b=2 mm
p gmax – presiunea maximã din cilindru [daN/mm 2 ]
σa – efortul unitar admisibil [daN/mm 2 ]
σa = 5,5…6,5 [daN/mm 2]
Distanta dintre segment si um ărul pistonului:
– pentru segmentul de foc:
– pentru ceilalti segmenti de compresie:
– pentru segmentul de ungere: f10.472 := mm
f20.472 := mm
f30.472 := mm
t13.6 := mm t23.6 := mm t33.6 := mm
j1 f1t1
b⋅αp⋅Tc ⋅Dp ⋅ := j10.464 = mm
j2 f2t2
b⋅αp⋅Tc ⋅Dp ⋅ := j20.464 = mm
j3 f3t3
b⋅αp⋅Tc ⋅Dp ⋅ := j30.464 = mm
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 39
5.2 Calculul boltului de piston
Boltul se verifica la uzura in piciorul bielei si in umerii pistonului, la incovoiere in sectiunea me diana,
la forfecare in sectiunile dintre piciorul bielei s i partea frontala a umarului pistonului si la ovali zare Boltul de piston este solicitat in timpul lucr ului de o sarcina mecanica variabila ca valoare si sens iar
in unele perioade de functionare a motorului caract erul solicitarii se apropie de cel de soc. Miscarea
oscilanta si temperatura relativ ridicata de la ume rii pistonului determina conditii nefavorabile pent ru
realizarea unei frecari lichide : de aici si uzura accentuata a boltului.
Pentru calculul boltului se considera o grin da pe doua reazeme incarcata cu o forta uniform dis tribuita
pe lungimea piciorului bielei. Schema de incarcare se vede in figura. Conventional forta ce actioneaza
asupra boltului se considera a fi forta maxima de p resiune a gazelor diminuata de forta de inertie dat a de
masa pistonului.
Verificarea la uzura:
-se face calculind presiunile specifice de contact, care caracterizeaza conditiile de ungere, atit pen tru
piciorul bielei cit si pentru umeri
Se adopta db=17.5 mm db 0.23 D⋅ := db 17.48 = mm
Se adopta dbi=12 mm dbi 0.68 db ⋅ := dbi 11.886 = mm
Se adopta l=65 mm l0.85 D⋅ := l64.6 = mm
Fig. 5.3 Dimensionarea boltului
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 40
lungimea de contact cu piciorul bielei:
lb 0.26 D⋅ := lb 19.76 = mm Se adopta lb=20 mm
lp 20.5 := mm j1.9 := mm b 18 := mm
Presiunea pe suprafata piciorului bielei
Fmax 12543.6 := N Fmin 1823.1 −:= N
pb Fmax
db lb ⋅:= pb 36.316 = N
mm 2
Presiunea pe suprafata umerilor pistonului
pp Fmax
2db ⋅lp ⋅:= pp 17.502 = N
mm 2
La motoarele existente presiunea specifica variaza in limitele: pb=(40-90) N/ mm 2 si pp=(25-54) N/ mm 2
Verificarea la incovoiere:
Fig. 5.4 Sc hema de calcul pentru bolt
Efortul unitar maxim la incovoiere este
σimax Fmax l 0.5 lb ⋅ + 4j⋅+ ( )⋅ 0.1 ⋅
1.2 db 3⋅ 1dbi
db 4
−
⋅:= σimax 20.433 = N
mm 2
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 41
σimin Fmin l 0.5 lb ⋅ + 4j⋅+ ( )⋅
1.2 db 3⋅ 1dbi
db 4
−
⋅:= σimin 29.697 −= N
mm 2
In continuare se calculeaza efortul unitar mediu si amplitudinea eforturilor unitare
σaσimax σimin −
2:= σa25.065 = N
mm 2
σmσimax σimin +
2:= σm 4.632 −= N
mm 2
Se verifica valoarea simax<sa=(25…50 ) N/ mm 2
βk 1:= coeficientul efectiv de concentrare la sarcina vari abila
ε0.8 := factorul dimensional
γ 1.1 := coeficientul de calitate al suprafetei
N
mm 2 σ 34 := rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de in covoiere
N
mm 2 σ0 1.5 σ⋅ := σ051 = rezistenta la oboseala pentru ciclul pulsator de i ncovoiere
ψ2σ⋅ σ0−
σ0:= ψ0.333 = coeficientul tensiunilor
c2 σ
βk
ε γ⋅σa⋅ ψ σm⋅+:= c2 1.262 =
Verificarea la forfecare:
Efortul unitar de forfecare se calculeaza cu relati a urmatoare:
N
mm 2 τ0.85 Fmax ⋅ 1dbi
db +dbi
db 2
+
⋅
db 21dbi
db 4
−
⋅:= τ95.09 = adm=(150…220)N/mm2
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 42
Calculul la ovalizare:
In ceea ce priveste calculul la ovalizare se pleaca de la ipoteza ca boltul este incarcat cu o sarcina
distribuita sinusoidal. Pentru a corecta inexactita tile ipotezei rezultatele obtinute se majoreaza cu
coeficientul k
Solicitarile maxime apar la diametrul interior al b oltului. Valorile acestor eforturi se calculeaza as tfel:
1,2,3,4,k sint coeficienti care depind de raportul dbi
db
η1 12.5 := η2 6:= η3 4.2 := η4 7.9 := kov 1.56 :=
Fig. 5.5 Repartitia sarcinii
N
mm 2 σ1Fmax
l db ⋅η1
2⋅ := σ169.427 =
σ2Fmax
l db ⋅η2⋅ := σ266.65 = N
mm 2
σ3Fmax
l db ⋅η3⋅ := σ346.655 = N
mm 2
σ4Fmax
l db ⋅η4⋅ := σ487.756 = N
mm 2
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 43
Fig. 5.6 Varia ția tensiunilor unitare de ovalizare în bol ț(a) și valorile m ărimilor K, η1, η 2, η 3, η 4 (b)
Valorile maxime admisibile pentru
aceste eforturi sunt a=(150-300) N
mm 2
Calculul deformatiei de ovalizare:
∆δ max 0.09 Fmax ⋅
l2.1 ⋅10 5⋅ldbi
db +
ldbi
db −
3
⋅ kov ⋅ := ∆δ max 0.0021 := mm
Se recomanda ca deformatia de ovalizare sa fie mai mica decit jocul radial la cald
∆1 0.0005 db ⋅ := ∆1 0.009 = ∆1
20.004 = ∆δ max ∆1
2≤
Calculul jocului la montaj:
1
k ol – coeficientul de dilatare al materialului boltu lui αol 12 10 6−⋅ :=
al – coeficientul de dilatare al materialului pisto nului αal 20 10 6−⋅ := 1
k
tb – temperatura boltului tb 423 := k
tp – temperatura pistonului tp 450 := k
t0 – temperatura mediului ambiant t0 293 := k
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 44
5.3 Calculul bielei
In timpul functionarii biela este solicitata de f ortele de presiune a gazelor si de fortele de inert ie
variabile ca marime si sens. Datorita acestor forte , biela este solicitata la compresiune, intindere s i
incovoiere transversala
Calculul piciorului bielei
Dimensiunile principale ale piciorului bielei se iau orientativ conform datelor din literatura de
specialitate
Ochiul bielei este solicitat la intindere de forta de inertie a ansamblului pistonului, la compresiune de
forta de presiune a gazelor.
Pentru a efectua calculele de rezistenta se conside ra piciorul bielei ca o bara curba incastrata in re giunea
de racordare C-C cu corpul bielei.
Forta de inertie se considera ca actioneaza uniform repartizara pe jumatatea superioara apiciorului bi elei
In sectiunea periculoasa C-C va apare momentul inco voietor
mp 0.56 := Kg
mb 0.68 := Kg
m1b 0.275 mb ⋅ := m1b 0.187 = Kg
m2b 0.725 mb ⋅ := m2b 0.493 = Kg
mcp 0.3 m2b ⋅ := mcp 0.148 = Kg
φc 180 π
180 ⋅ :=
Fig. 5.7 Dimensionarea piciorului bielei Masa pistonului:
Masa bielei:
Masa piciorului:
Masa capului:
Masa capacului de biela:
Unghiul de incastrare:
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 45
rS
2:= r38 = mm
n 6000 := rot
min λ1
3.6 := Fjp mp r ⋅πn⋅
30 2
⋅ 1 λ+( ) ⋅ := Fjp 10734620.396 = N
Modulul de elasticitate al materialului bielei: EOl 2.2 10 5⋅ := MPa
Aria sectiunii piciorului: Ap 450 := mm 2
Grosimea radiala a piciorului: h_p 6.7 := mm
Latimea piciorului bielei: a20 := mm
Raza corespunzatoare fibrei medii: rm 15 := mm
Solicitarea de intindere:
Fig. 5.8 Schema de calcul a piciorul ui bielei la intindere
M0 Fjp rm ⋅0.00033 φc⋅ 0.0297 − ( ) ⋅ := M0 4615340.554 −= Nm
N0 Fjp 0.572 0.0008 − ( ) ⋅ := N0 6131615.17 = N
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 46
Momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare sint:
Mi M0 N0 rm ⋅1cos φc ( ) −( )⋅ + 0.5 Fjp ⋅ rm ⋅ sin φc ( ) cos φc ( ) − ( ) ⋅ − :=
Mi 98823461.579 = Nm
Ni N0 cos φc ( ) ⋅ 0.5 Fjp ⋅ sin φc ( ) cos φc ( ) − ( ) ⋅ + :=
Ni 764304.972 −= N
Tensiunile in sectiunea de incastrare in fibra inte rioara si exterioara sint:
Kb 1:= in cazul in care nu exista bucsa in piciorul biele i
σii 2−Mi ⋅6rm ⋅ h_p −
h_p 2rm ⋅ h_p − ( )⋅⋅ Kb Ni ⋅ +1
a h_p ⋅⋅ := N
mm 2 σii 174.706 −:=
N
mm 2 σie 2 Mi ⋅6rm ⋅ h_p +
h_p 2rm ⋅ h_p + ( )⋅⋅ Kb Ni ⋅ +1
a h_p ⋅⋅ := σie 110.471 :=
Tensiunile trebuie sa se incadreze in intervalul 15 0-450 N/mm2
Solicitarea de compresiune:
Fig. 5.9 Schema de calclul a piciorului bielei la c ompresiune
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 47
Piciorul bielei, asa cum s-a precizat este solicit at si la compresiune de forta Fc.
Fc πD2⋅
4pmax ⋅ Fjp − := Fc 47501.407 := N
In ipoteza ca aceasta se repartizeaza dupa o lege sinusoidala pe jumatatea inferioara a piciorului
bielei, se vor obtine niste eforturi unitare de com presiune in fibra interioara si exterioara cu o
varitie precizata.
In sectiunea de incastrare C-C va apare un moment incovoietor M'c calculabile cu urmatoarele
relatii:
M'0 Fc rm ⋅1.1 ⋅ := M'0 783773.216 = Nm
N'0 Fc 0.003 ⋅ := N'0 142.504 = N
Nc N'0 cos φc ( ) ⋅ Fc sin φc ( )
2φc
πsin φc ( ) ⋅ −1
πcos φc ( ) ⋅−⋅ + :=
Nc 14977.663 = N
Mc M'0 N'0 rm ⋅1cos φc ( ) −( )⋅ + Fc rm ⋅sin φc ( )
2φc
πsin φc ( ) ⋅ −1
πcos φc ( ) ⋅−⋅ − :=
Mc 561245.83 = Nm
Eforturile de compresiune in piciorul bielei vor fi :
-in fibra exterioara
σce 1
a h_p ⋅2Mc ⋅6rm ⋅ h_p +
h_p 2rm ⋅ h_p + ( )⋅⋅ kov Nc ⋅ +⋅ := N
mm 2 σce 134.456 :=
-in fibra interioara
N
mm 2 σci 1
a h_p ⋅2−Mc ⋅6rm ⋅ h_p −
h_p 2rm ⋅ h_p − ( )⋅⋅ kov Nc ⋅ +⋅ := σci 183.277 :=
Intervalul pentru valorile admisibile ale tensiun ilor de comprimare 150-300 N/mm2
– Calculul deformatiei:
Deformatia produsa piciorului bielei sub actiunea f ortei de inertie se determina astfel:
EOl 2.2 10 5⋅ := N/mm 2
Ia h_p 3⋅
12 := I501.272 =
δ8Fjp ⋅rm 3⋅ φc90 −( )2⋅
10 6EOl ⋅ I⋅:= δ0.06 := mm
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 48
Fig. 5.10 Dimensionarea corpului bielei Calculul corpului bielei.
Calculul la intindere si compresiune:
Calculul corpului bielei se face in cel putin doua sectiuni : in sectiunea mediana I-I, iar daca secti unea
variaza pronuntat in lungul corpului bielei se face calculul si pentru sectiunea II-II
Corpul bielei este solicitat la intindere compresiu ne si flambaj
Efortul unitar de intindere se calculeaza astfel :
F mj −r⋅πn⋅
30 2
⋅ 1 λ+( ) ⋅ := F 13377.163 −= N
Fcp πD2⋅
4pmax ⋅ mj r⋅πn⋅
30 2
⋅ 1 λ+( ) ⋅ − := Fcp 21916.494 = N
A 294 := mm 2 aria sectiunii care se calculeaza
Efortul unitar de compresiune si efortul unitar de intindere se calculeaza astfel :
σcFcp
A:= σc74.546 = N
mm 2 -pentru sectiunea I-I mj m1b mp + ( ) := mj 0.747 = kg
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 49
σiF
A:= N
mm 2 σi 45.501 −=
adm=150-300 N/mm2
Calculul la flambaj:
In sectiunea I-I forta Fc poate provoca flambajul b ielei. Eforturile la flambaj in cele doua plane
sunt aproximativ egale pentru dimensiuni ale sectiu nilor judicios alese ; considerand corpul
bielei ca o bara articulata la capete eforturile de flambaj sunt:
σf 1.1 Fcp
A⋅ := N
mm 2 adm=150-300 N
mm 2 σf82 =
Calculul coeficientului de siguranta:
σ1t 450 := MPa β 1:= ε0.6 := ψ 0.3 := γ 1.11 :=
σmax σf:= σmax 82 = MPa
MPa σmin σi:= σmin 45.501 −=
σaσmax σmin −
2:= σa63.751 = MPa
σm 4.632 −= MPa σmσmax σmin +
2:=
cσ1t
β
ε γ⋅σa⋅ ψ σm⋅+:= c4.447 = c recomandat 2-2.5
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 50
Calculul capului bielei.
Capul bielei se verifica la intindere sub
actiunea fortei de inertie
Ipotezele de calcul sunt :
-forta de inertie se repartizeaza
pe capac dupa o lege sinusoidala.
-sectiunea periculoasa se afla in
dreptul locasurilor suruburilor de biela
-capul bielei este o bara curba continua,
capacul fiind montat cu strangere.
-cuzinetii se deformeaza impreuna cu
capacul bielei preluind o parte din efort
proportional cu momentul de inertie al
sectiunii transversale.
In aceasta situatie efortul unitar de
intindere infibra interioara este :
Fig. 5.11 Schema de c alculul a capului bielei
Fjc r −πn⋅
30 2
⋅ mp m1b +( ) 1 λ+( )⋅ m2b mcp − ( )+ [ ]⋅ :=
Fjc 18213.684 −= N
-momentul de inertie al capacului:
-momentul de inertie al cuzinetului:
-aria sectiunii capacului:
-aria sectiunii cuzinetului:
-momentul de rezistenta al capacului:
-distanta dintre axele suruburilor
bielei: Icp 5716.66 := mm 4
Ic 32.55 := mm 4
Acp 350 := mm 2
Ac 38.8 := mm 2
Wcp 3416.61 := mm 3
lp 54.5 := mm
σ Fjc 0.023 lp ⋅
1Ic
Icp +Wcp ⋅0.4
Acp Ac ++
⋅ := N
mm 2 adm=160-300 N
mm 2
σ 25.383 −=
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 51
Calculul coeficientului de siguranta:
Coeficientul de siguranta pentru ciclul pulsator:
c2σ1t
σmax 1 ε+( )⋅⋅ := c2.276 := c recomandat 2.5-3
Calculul deformatiei:
δ0.06 = δ0.0024 Fjc ⋅lp 2⋅
EOl Icp Ic +( )⋅:=
Calculul suruburilor de biela
Suruburile de biela sunt solicitate la i ntindere de forta initiala Fsp si de forta de inert ie a
maselor in miscare de translatie si a maselor in mi scare de rotatie care se afla deasupra planului
de separatie dintre corp si capac.
Pentru a asigura strangerea necesara cu zinetilor, forta de strangere initiala a suruburilo r
trebuie sa fie mai mare decat forta de inertie care revine unui surub
z2:= χ 0.15 :=
Fi Fjc := Fi1 Fi
z:= Fi1 9106.842 −= N
Fsp 2Fi1 ⋅:= Fsp 18213.684 −= N
Fs Fsp χFi1 ⋅+ := Fs 35648.21 −:= N
Tinand seama de fortele ce solicita suruburile de b iela, acestea se dimensioneaza in functie de
solicitarea la intindere si se verifica la oboseala
Diametrul fundului filetului se determina a stfel:
cc 1.8 := coeficient de siguranta
c1 1.3 := factor ce tine seama de solicitarile la torsiune
c2 1.1 := factor ce tine seama de curgerea materialului
σc 1200 := limita de curgere a materialului suruburilor
ds cc −4
π⋅c1
c2 ⋅Fs
σc⋅ := ds 8.97 = mm
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 52
Diametrul partii nefiletate
d's cc −4
π⋅Fs
σc⋅ := d's 8.251 = mm
Calculul coeficientului de siguranta:
Aria surubului la diametrul fundului filetului: As πds 2⋅
4:= As 63.195 = mm 2
σmax Fs
As := σmin Fsp
As :=
N
mm 2 σmax 564.103 −= N
mm 2 σmin 288.216 −=
σmσmax σmin +
2:= σvσmax σmin −
2:=
N
mm 2 N
mm 2 σv 137.943 −= σm 426.159 −=
Pentru ciclul de solicitare de tip pulsator, coefic ientul de siguranta se determina astfel:
β 5.2 := ε0.9 := γ 1.4 := ψ 0.2 := σ1600 := MPa
cσ1
β
ε γ⋅σv⋅ ψ σm⋅+:= c3.421 := c recomandat 2.5-4
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 53
5.4 Calculul arborelui cotit
Avand in vedere conditiile de functionare, prin calcul, arborele cotit se verifica la presiune spec ifica si
incalzire, la oboseala si la vibratii de torsiune.
Calculul arborelui cotit are un caracter de verif icare, dimensiunile lui adoptandu-se prin prelucrar ea
statistica a dimensiunilor arborilor cotiti existen ti.
Verificarea fusurilor la presiune si incalzire
Pentru apreveni expulzarea peliculei de lubrifiant dintre fusuri si cuzinet trebuie sa se limiteze pr esiunea
maxima pe fusuri.
Presiunea specifica conventionala maxima pe fusuri le manetoane si paliere se calculeaza astfel;
Fig. 5.12 Dimensionarea arborelui cotit
dm 40 := mm -diametrul fusului maneton dp 51 := mm -diametrul fusului palier
lm 22 := mm -lungimea fusului maneton lp 44.5 := mm -lungimea fusului palier
b97 := mm -latimea bratului h 13 := mm -grosimea bratului
a29 := mm
Rmmax 32598.72 := N -forta maxima ce incarca fusul maneton
Rpmax 17228.13 := N -forta maxima ce incarca fusul palier
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 54
pmmax Rmmax
dm lm ⋅:= pmmax 37.044 = N
mm 2 ppmax Rpmax
dp lp ⋅:= ppmax 7.591 = N
mm 2
Presiunea specifica medie conventionala pe fus urile manetoane si paliere se determina cu relatiil e:
Rmm 4105.17 := N Rmm si Rpm reprezinta mediile aritmetice ale valori lor
fortelor care incarca fusurile paliere si manetoane Rpm 2652.9 := N
pm Rmm
dm lm ⋅:= pm 4.665 = MPa
pp Rpm
dp lp ⋅:= pp 1.169 = MPa
Verificarea fusului la incalzire se efectuea za initial pe baza unui ciclu simplificat si acesta se refera la
determinarea coeficientului de uzura.
ξ1.06 :=
Km pm ξπdm ⋅n⋅
60 ⋅3
⋅ := Km 3320456.775 =
Kp pp ξπdp ⋅n⋅
60 ⋅3
⋅ := Kp 2392953.268 =
Verificarea prin aceasta metoda nu ia in co nsiderare factorii caracteristici ai regimului
hidrodinamic de ungere.
Verificare la oboseala.
Calculul arborelui cotit ca o grinda static nedete rminata implica dificultati. De aceea calculul impu ne
adoptarea unor scheme simplificate de incarcare si deformare care considera arborele cotit ca o grinda
discontinua alcatuita dintr-un numar de parti egal cu numarul coturilor. Calculul se efectueaza pentru
fiecare cot in parte in urmatoarele ipoteze simplif icatoare:
a) fiecare cot reprezinta o grinda simplu rezemata pe doua reazeme.
b) reazemele sunt rigide si coaxiale.
c) momentele de incovoiere in reazeme se neglijeaza .
d) fiecare cot lucreaza in domeniul amplitudinilor maxime ale momentelor de incovoiere si de torsiune
si a fortelor variabile ca semn.
e) In reazemul din stanga cotului actioneaza un mo ment de torsiune egal cu suma momentelor
coturilor care preced cotul de calcul
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 55
Calculul fusului palier la oboseala.
Fusul palier este solicitat la torsiune si incovoi ere dupa un ciclu asimetric. Deoarece lungimea fusu lui este
redusa, momentele incovoietoare au valori mici si i n aceste conditii se renunta la verificarea la inco voiere.
Fusurile paliere dinspre partea anterioara a arbore lui cotit sunt solicitate la momentede rasucire mai mici
decat acelea ce actioneaza in fusurile dinspre part ea posterioara a arborelui si mai ales asupra fusul ui final,
deoarece in acesta se insumeaza momentele medii pro duse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvolta t
pentru fiecare cilindru in parte, ceea ce implica i nsumarea momentelor de torsiune tinandu-se cont de
ordinea de aprindere.
Fig. 5.13 Calculul fusului palier
Mpmin 44.06 −:= Nm Mpmax 402.66 := Nm Wp πdp 3⋅
32 := Wp 13022.981 =
σpmin Mpmin 10 3⋅
Wp := σpmin 3.383 −= σpmax Mpmax 10 3⋅
Wp := σpmax 30.919 =
τ_1 180 := σpa σpmax σpmin −
2:= N
mm 2
γ 1.2 :=
σpm σpmax σpmin +
2:= N
mm 2
x2.5 :=
σpa 17.151 =
τ0 1.8 τ_1 ⋅ := ψr2τ_1 ⋅ τ0−
τ0:=
σpm 13.768 =
Coeficientul de siguranta se calculeaza cu relatia:
Cp τ_1
x
γσpa ⋅ ψrσpm ⋅ +:= Cp 4.831 =
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 56
Calculul fusului maneton la oboseala
Fusul maneton este solicitat la incovoiere si torsi une. Calculul se efectueaza pentru un cot ce se spr ijina
pe doua reazeme si este incarcat cu forte concentrate. Deoa rece sectiunea momentelor maxime ale acestor
solicitari nu coincide in timp, coeficientul de sig uranta se determina separat pentru incovoiere si to rsiune
si apoi coeficientul global de siguranta Reactiunil e din reazeme se determina din conditia de
echilibru a fortelor si momentelor. Este convenabil ca fortele ce actioneaza asupra fusului sa se
descompuna in doua directii: una in planul cotului cealalta tangentiala la fusul maneton.
Calculul fusului maneton la torsiune se face pe b aza urmatoarelor relatii:
Mtmax 525142 := Nm Mtmin 91254 := Nm
Wpm π
16 dm 3⋅ := Wpm 12566.371 = mm 3
τmax Mtmax
Wpm := τmax 41.789 =
τmin Mtmin
Wpm := τmin 7.262 =
Fig. 5.14
βτ 2:= εr0.7 := ψr0.1 := γt 1.1 := τ_1 180 :=
τaτmax τmin −
2:= τmτmax τmin +
2:= τa 17.264 =
τm 24.526 =
Coeficientul de siguranta pentru solicitarea la tor siune este dat de relatia:
Cττ_1
βτ
γtεr⋅τa⋅ ψrτm⋅ +:= Cτ 2.6 :=
Calculul fusului maneton la incovoiere se face pe b aza urmatoarelor relatii:
Mimax 485623 := Nm Mimin 85413 := Nm
Wm π
16 dm 3⋅ := Wm 12566.371 = mm 3
σmax Mimax
Wm := σmax 38.645 = MPa
σmin Mimin
Wm := σmin 6.797 = MPa
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 57
βσ 2:= εr0.7 := ψr0.1 := γσ 0.8 := σ_1 280 :=
σaσmax σmin −
2:= σmσmax σmin +
2:= σa15.924 =
σm 22.721 =
Coeficientul de siguranta pentru solicitarea de inc ovoiere este dat de relatia:
Cσσ_1
βσ
γσ εr⋅σa⋅ ψrσm⋅ +:= Cσ4.734 = Coeficienul de siguranta global:
Cm CσCτ⋅
Cσ2Cτ2+:= Cm 2.279 =
Calculul bratului arorelui cotit.
Bratul arborelui cotit este solicitat la sarcin i variabile de intindere, compresiune, incovoiere s i torsiune.
Coeficientii de siguranta pentru aceste solicitari se determina in mijlocul laturii mari a sectiunii t angente
fusului palier unde apar cele mai mari eforturi un itare.
In planul cotului ia nastere o solicitare compus a de incovoiere
Tensiunea totala se calculeaza astfel:
Fig. 5.15 Calculul bratului
Bzmax 32241.4 := Bzmin 2658.3 −:=
σmax Bzmax 6a⋅
b h2⋅1
b h⋅+
⋅ := σmax 367.788 = MPa
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 58
σmin Bzmin 6a⋅
b h2⋅1
b h⋅+
⋅ := σmin 30.324 −= MPa
σmσmax σmin +
2:= σaσmax σmin −
2:=
σa199.056 = γσ 1.1 := ψσ 0.1 := x1.5 := σ_1 280 :=
σm 168.732 =
Coeficientul de siguranta pentru solicitarea de inc ovoiere este dat de relatia:
Cσσ_1
x
γσ σa⋅ ψσ σ m⋅ +:= Cσ 3.6 :=
Bratul arborelui cotit este supus si la solicitar ea de torsiune
K 0.27 := Tmax 11333.13 := Tmin 1240.14 −:=
τmax 0.5 a⋅Tmax ⋅
K b⋅h2⋅:= τmax 37.127 = MPa
τmin 0.5 a⋅Tmin ⋅
K b⋅h2⋅:= τmin 4.063 −= MPa
τmτmax τmin +
2:= τaτmax τmin −
2:=
τm 16.532 =
τa 20.595 = x2:= ψt0.1 := γt 1.1 :=
Coeficientul de siguranta pentru solicitarea la tor siune este dat de relatia:
Ct τ_1
x
γtτa⋅ ψtτm⋅ +:= Ct 2.775 :=
Coeficientul de siguranta global:
Cbr CσCt ⋅
Cσ2Ct 2+:= Cbr 2.198 =
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 59
6. Calculul mecanismului de distributie
Parametri principali ai distributiei.
Fig. 6.1 Dimensionarea supapei
da 33 := mm -diametrul talerului supapei de admisie
dca 0.865 da ⋅ := – diametrul canalului de admisie
dca 28.545 = mm
de 30 := mm -diametrul talerului supapei de evacuare
dce 0.865 de ⋅ := – diametrul canalului de evacuare
dce 25.95 = mm
δ7.5 := mm -diametrul tijei supapei
Viteza de curgere a gazelor prin canal:
Wm S10 3−⋅ n⋅
30 := Wm 15.2 = m
s
i2:= numarul supapelor de admisie si evacuare
Wca D2
dca 2δ2− ( ) i⋅Wm ⋅ := Wca 57.869 = m
s
Wce D2
dce 2δ2− ( ) i⋅Wm ⋅ := Wce 71.129 = m
s
Se recomanda urmatoarele valori ale vitezelor pentr u regimul puterii
maxime:
– admisie 40..80 m/s
– evacuare 70..100 m/s
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 60
Aria sectiunii efective de trecere:
Aca π
4dca 2δ2− ( ) ⋅ := Aca 595.777 = mm 2
Ace π
4dce 2δ2− ( ) ⋅ := Ace 484.71 = mm 2
Viteza de curgere a gazelor pentru hmax:
Determinarea inaltimii de ridicare a supapei
γ 45 :=
ha da 2δ2−
4da ⋅cos γπ
180 ⋅⋅:=
ha 11.065 = mm – pentru supapa de admisie
he de 2δ2−
4de ⋅cos γπ
180 ⋅⋅:=
– pentru supapa de evacuare he 9.944 = mm
Asamax πh⋅dca cos γπ
180 ⋅⋅ h sin γπ
180 ⋅⋅ cos γπ
180 ⋅2
⋅ +
⋅ :=
Asamax 1012.055 = mm 2
Asemax πh⋅dce cos γπ
180 ⋅⋅ h sin γπ
180 ⋅⋅cos γπ
180 ⋅2
⋅ +
⋅ :=
Asemax 937.115 = mm 2
Wsa Wm πD2⋅
4Asamax ⋅ i⋅⋅ := Wsa 34.066 = m
s
Wse Wm πD2⋅
4Asemax ⋅ i⋅⋅ := Wse 36.791 = m
s
Se recomanda urmatoarele valori ale vitezelor pentr u regimul puterii
maxime:
– admisie 70..90 m/s
– evacuare 80..100 m/s
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 61
Determinarea profilului camei
Se foloseste o cama profilata dupa metoda polinomia la, care considera pentru fiecare portiune a
camei o variatie a acceleratiei de tip polinomial a vind termenii polinomului de grade
corespunzatoare unei progresii aritmetice.
a6:= p a2+ := q p a+ := r qa+ := s ra+:= hm 0.011 :=
ωπn⋅
30 := α0 90 π
180 ⋅ := α 90 −π
180 ⋅ 89 −π
180 ⋅ , 90 π
180 ⋅ .. :=
Cp 2q⋅r⋅s⋅
p2−( ) q p −( )⋅ r p−( )⋅ s p−( )⋅:= Cq 2−p⋅r⋅s⋅
q2−( ) q p −( )⋅ r q−( )⋅ s q−( )⋅:=
Cr 2p⋅q⋅s⋅
r2−( ) r p −( )⋅ r q−( )⋅ s r−( )⋅:= Cs 2−p⋅q⋅r⋅
s2−( ) s p −( )⋅ s q−( )⋅ s r−( )⋅:=
C2 p−q⋅r⋅s⋅
p2−( ) q 2−( )⋅ r2−( )⋅ s2−( )⋅:=
hs α( ) hm 1C2 α
α02
⋅ + Cp α
α0p
⋅ + Cq α
α0q
⋅ + Cr α
α0r
⋅ + Cs α
α0s
⋅ +
⋅ :=
vs α( ) hm ω
α0⋅ 2C2 ⋅α
α0⋅ p Cp ⋅α
α0p1−
⋅ + q Cq ⋅α
α0q1−
⋅ + r Cr ⋅α
α0r1−
⋅ + s Cs ⋅α
α0s1−
⋅ +
⋅ :=
as α( ) 2C2 ⋅ p p 1−( )⋅ Cp ⋅α
α0p2−
⋅ + q q 1−( )⋅ Cq ⋅α
α0q2−
⋅ + r r 1−( )⋅ Cr ⋅α
α0r2−
⋅ +
s s 1−( )⋅ Cs ⋅α
α0s2−
⋅ +…
hm ⋅ω2
α02⋅ :=
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 62
90 − 60 − 30 − 0 30 60 90 03 10 3−×6 10 3−×9 10 3−×0.012 Ridicarea camei
hs α( )
α180
π⋅
90 − 60 − 30 − 0 30 60 90 10 −5−0510 Viteza
vs α( )
α180
π⋅
90 − 60 − 30 − 0 30 60 90 9−10 3×1.75 − 10 3×5.5 10 3×1.275 10 4×2 10 4×Acceleratia tachetului
as α( )
α180
π⋅
Calculul de rezistenta al pieselor mecanismului.
Masele reduse ale mecanismului.
md' 60 := g
cm 2
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 63
md md' Aca ⋅ 10 2−⋅ := md 357.466 = g
cm 2
Calculul arcurilor supapei.
Arcurile trebuie sa mentina supapa inchisa si sa as igure legatura cinematica intre ea si cama cand for tele
de inertie tind sa desprinda tachetul de pe cama, l a orce regim de functionare.
Forta minima a arcului (F0) se deternina din conditia nedeschiderii supapei de evacuare la depre siunea
din cilindru
pr 1.1 10 5⋅ := N/mm 2 – presiunea in cilindru in timpul evacuarii
kr 2:= – coeficient de rezerva
Fga πdca 10 3−⋅( )2
⋅
4pr ()⋅ := Fga 70.395 = N
F0 40 := Fmax kr F0 ⋅ := Fmax 80 =
Dimensiunile arcului
Dr 1dca ⋅:= Dr 28.545 = mm
Diametrul sarmei
χ 1.24 :=
τ 500 := N/mm 2 – rezistenta admisibila pentru otelul de arc
d8χ⋅Fmax ⋅ Dr ⋅
π τ⋅:= d3.798 = mm
Numarul de spire active:
G 8.1 10 4⋅ := N/mm 2 – modulul de elasticitate transversal
ir χG⋅d⋅Fmax ⋅
πDr ⋅ τ⋅:= ir 5.152 :=
iir 2+ := i7:= – numarul spirelor active
Pasul arcului este:
∆min 0.6 := mm – jocul minim intre spirele arcului
t dFmax
ir + ∆min + := t5.251 := mm
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 64
Calculul arborelui de distributie.
Fig. 6.2 Calculul arborelui de distributie
N
mm 2 E 2.1 10 5⋅ :=
Fr 1536 := Fjmax 1216 := N Fg 3672 := N l1 30.5 := lt 94.5 := b 29 :=
Ft Fr Fjmax + Fg + := Ft 6424 = ic 1:=
σ 0.418 Ft E⋅
b r⋅⋅ := σ637.492 = N/mm 2
adm=600..1200 N/mm 2
Sageata de incovoiere
l94.5 := mm d 17 := mm
f6.8 Ft l1 2⋅ 1l1 2+( ) ⋅
E l⋅d4( )⋅⋅ := f0.023 = mm
Verificarea la torsiune
j17 := mm
Mt Fjmax Fr + ( ) ic ⋅j⋅ := Mt 46784 = Nmm
Wp πd3⋅
16 1δ4
d4−
⋅ := Wp 928.12 = mm 3
τtMt
Wp := N
mm 2 τt50.407 =
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 65
7 Calculul instaltiei de ungere
7.1 Principiul de functionarea instalatiei de unger e
Uleiul trebuie s ă asigure func ționarea corect ă atât a p ărților calde ale motorului cât și a
părților reci; s ă asigure protec ția împotriva coroziunii datorate umidit ății și acizilor care apar în
urma arderii; s ă asigure evacuarea impurit ăților.
Pe lâng ă aceste func ții, uleiul prezent în ansamblul piston-segmen ți-căma șa cilindrului
îndepline ște și rolul de element de etan șare.
Condi țiile de lucru ale motorului cu ardere intern ă impun urm ătoarele cerin țe uleiului din
sistemul de ungere: onc țuozitate optim ă; varia ție redus ă a viscozit ății func ție de temperatur ă;
stabilitate chimic ă ridicat ă; s ă împiedice aglomerarea particulelor rezultate în ur ma arderii; s ă fie
filtrabil; s ă posede o temperatur ă de congelare cât mai redus ă.
Ungerea suprafe țelor diferitelor piese ale motorului este influen țat ă în principal de rolul
lor func țional și de condi țiile de lucru (sarcin ă și vitez ă).
Dup ă modul cum uleiul este adus la suprafe țele în frecare, ungerea se poate realiza sub
presiune, prin stropire cu jet de ulei; prin cea ță de ulei sau mixt. Motoarele pentru autovehicule
utilizeaz ă ungerea mixt ă unde anumite componente (lag ărele, bol țul, tache ții hidraulici, etc.) se
ung cu ulei sub presiune, altele (cilindrul, piston ul, camele, supapele, etc.) se ung prin cea ță de
ulei sau prin stropire cu jet.
Dup ă locul unde este plasat uleiul de ungere sistemul d e ungere poate fi cu "carter umed",
în care caz uleiul se afl ă depozitat în baia plasat ă la partea inferioar ă a motorului sau cu "carter
uscat" la care uleiul se afl ă depozitat într-un rezervor special plasat în afara motorului.
În figura 4.1 se prezint ă schema sistemului de ungere cu carter umed. Sistem ul cuprinde
circuitul principal cu: pompa de ulei 1 cu sorbul 2 care aspir ă uleiul din baia de ulei 13 și îl
refuleaz ă prin intermediu conductei 3 c ătre filtrul de cur ățire brut ă 4, dup ă care este trimis în
magistrala de ulei 5. Din magistrala de ulei, uleiu l este distribuit prin conducte la lag ărele paliere
iar prin intermediul canaliza ției existente în arborele cotit la lag ărele fusurilor manetoane. La
anumite construc ții ungerea bol țului se poate realiza sub presiune printr-un canal care str ăbate
biela în lungul ei. Motoarele cu solicit ări termice intense și cu tura ție moderat ă pot utiliza acest
circuit pentru r ăcirea pistoanelor. Lag ărele arborelui cu came și axul culbutor 11 sunt alimentate
cu ulei prin intermediul conductelor 7. Oglinda cil indrului, camele și supapele sunt unse prin
stropire cu jet și cea ță de ulei.
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 66
La circuitul principal al sistemului de ungere se p oate anexa în paralel un filtru de cur ățire
fin ă 8. Prin acest filtru trece 10-15% din debitul de u lei al instala ției de ungere, dup ă care uleiul
se întoarce în baie sau în circuitul principal cont ribuind la regenerarea uleiului.
Fig. 7.1 Schema instala ției de ungere mixt ă cu carter umed
Men ținerea temperaturii în limite acceptabile se realiz eaz ă prin introducerea în paralel cu
circuitul principal a schimb ătorului de c ăldur ă
Fig. 7.2 Pompa de ulei cu angrenare exterioar ă: 1-roata conduc ătoare; 2-roata condus ă; 3-
frezare; A-spa țiul de aspira ție; R-spa țiul de refulare.
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 67
Fig. 7.3 R ăcirea pistonului cu jet de ulei printr-un orificiu plasat în piciorul bielei
Fig. 7.4 R ăcirea pistonului cu jet de ulei printr-un orificiu calibrat plasat la nivelul lag ărelui
palier
Sistemul de ungere este prev ăzut cu supape de siguran ță la pompa de ulei pentru evitarea
suprapresiunilor, la filtru pentru a permite trecer ea uleiului spre locurile de ungere când acesta
este îmbâcsit, și la radiatorul de ulei în vederea scurtciurcuit ării acestuia când uleiul este rece.
Presiunea și temperatura uleiului din magistral ă sunt controlate pentru a se eviden ția
func ționarea defectuoas ă a instala ției. Nivelul uleiului din baia de ulei se verific ă cu ajutorul tijei
12, pe care sunt trasate limita maxim ă și minim ă.
Răcirea pistoanelor la motoarele de tura ție ridicat ă se poate realiza cu ajutorul unui
orificiu calibrat amplasat la nivelul lag ărului palier (fig. 7.3), iar la motoarele de tura ție mai
coborât ă, orificiul calibrat se g ăse ște în piciorul bielei (fig. 7.4).
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 68
7.2 Partile componente ale instalatiei de ungere
7.2.1 Pompa de ulei
Circula ția uleiului este asigurat ă de c ătre pompa de ulei. Dintre acestea, pompele cu ro ți
din țate sunt cel mai des utilizate, deoarece au constru c ția simpl ă și prezint ă siguran ță în
func ționare. Pompele cu ro ți din țate au dimensiuni reduse fa ță de spa țiul disponibil în carter.
Fig. 7.5 Pompa de ulei cu rotor cu lobi 1-orificiu de aspira ție; 2-rotor interior; 3-rotor exterior;
4-orificiu de refulare; 5-presiune înalt ă; 6-presiune de aspira ție: 7-corpul pompei.
Pompa cu ro ți din țate cu angrenarea exterioar ă (fig. 7.2) este alc ătuit ă dintr-o carcas ă
prev ăzut ă cu orificii de intrare și ie șire în care se monteaz ă dou ă ro ți din țate cu dantur ă dreapt ă
sau elicoidal ă. Una din ro ți este antrenat ă de la arborele cu came sau de la arborele cotit, c ealalt ă
este antrenat ă de prima roat ă în sens invers. Camerele A și R reprezint ă camere de aspira ție
respectiv refulare.Uleiul p ătrunde în camera de aspira ție A, umple spa țiul dintre dantura și
carcas ă, apoi este antrenat de dantura ro ții și refulat în camera R. Comprimarea uleiului dintre
din ții ro ților este evitat ă printr-o frezare și uleiul este deplasat în camera de refulare, în ac est mod
se elimin ă înc ărcarea suplimentar ă a fusurilor ro ților pompei. Sistemul de ungere poate fi
prev ăzut și cu o pomp ă cu rotor cu lobi (fig. 7.5), care prezint ă avantajul unui gabarit redus,
siguran ță în func ționare, asigur ă presiuni ridicate la tura ții sc ăzute.
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 69
Pompa cu rotor cu lobi (cu angrenare interioar ă) se compune din dou ă rotoare 2 și 3
montate în carcasa 1. Rotorul interior 2 este antre nat prin intermediul arborelui de comand ă de
la arborele cu came sau arborele cotit. Rotorul 3, exterior este dezaxat fa ță de rotorul 2 și
arborele de comand ă. La rotirea rotorului interior este antrenat în mi șcare de rota ție în acela și
sens și rotorul exterior. Uleiul aspirat în spa țiul dintre rotoare este transportat de c ătre lobii
rotorului interior și exterior, în spa țiul care se mic șoreaz ă datorit ă excentricit ății, comprimat
uleiul este refulat sub presiune spre magistrala de ulei.
7.2.2 Supapa de siguran ță
Fig. 7.6 Supap ă cu piston
Fig. 7.7 Schema de lucru a unui sorb plutitor a) si t ă în stare de func ționare; b) sit ă înfundata
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 70
Fig. 7.8 Supap ă cu bil ă
În scopul protej ării instala ției de ungere de cre șterea presiunii se introduce în circuitul de
refulare al pompei supape de siguran ță care men ține o presiune constant ă într-un domeniu larg
de tura ții și temperatur ă. Surplusul de ulei este deviat în circuitul de asp ira ție al pompei de ulei
sau baie.
Presiunea uleiului se consider ă optim ă pentru motoarele de autovehicule în limitele
0,2…0,5 MPa la o temperatur ă de 70. În cazul motoarerlor mici cu cantit ăți mici de ulei se
utilizeaz ă supape cu bil ă (fig. 7.8), iar la motoarele cu debite mari de ule i în sistemul de ungere
se utilizeaz ă supape cu piston (fig. 7.6).
Uleiul este absorbit din baia de ulei printr-un ele ment filtrant (sorb) care poate fi fix sau
plutitor, situat în partea cea mai de jos a b ăii de ulei.
Filtrul sorbului (fig. 7.7) este confec ționat dintr-o sit ă din sârm ă de o țel sau tabl ă
perforat ă. Acest filtru protejeaz ă pompa de ulei de impurit ățile solide. La motoarele mici filtrul
sorbului poate prelua func țiile filtrului din circuitul principal, în acest ca z sita trebuie s ă asigure
re ținerea impurit ăților și s ă fie accesibil la cur ățat.
7.2.3 Filtrele de ulei
Uleiul în timpul func țion ării motorului cu ardere intern ă pierde din calit ățile sale datorit ă
pătrunderii unor impurit ăți: particule metalice rezultate în urma fenomenului de uzur ă; particule
de praf care p ătrund în motor odat ă cu aerul nefiltrat corespunz ător la admisie; impurit ăți
rezultate în urma unui montaj și unei între țineri necorespunz ătoare; impurit ăți ce se formeaz ă în
carter; produse chimice rezultate în urma ac țiunii gazelor sc ăpate în carter.
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 71
Datorit ă fenomenului de degradare a calit ății uleiului ungerea este compromis ă antrenând
amplificarea uzurilor și chiar apari ția de avarii ale motorului.
Pentru a elimina efectele negative pe care la produ c impurit ățile, în sistemul de ungere se
introduc elemente de filtrare care au rolul de cur ățire.
Dup ă fine țea filtr ării, filtrele de ulei se împart în dou ă categorii: filtre de cur ățire brut ă și
filtre de cur ățire fin ă.
Filtrul de cur ățire brut ă se monteaz ă în serie în circuitul de refulare al pompei de ule i,
prin el trecând întreaga cantitate de ulei. Reziste n ța hidraulic ă este redus ă. Filtrul brut re ține
impurit ăți de dimensiuni cuprinse între 20…100mm. Montajul î n serie al filtrului impune
prezen ța unei supape de siguran ță care s ă permit ă scurtcircuitarea filtrului în cazul îmbâcsirii
acestuia.
Filtrul de cur ățire fin ă se monteaz ă în paralel cu circuitul principal de ungere, canti tatea
de ulei care-l str ăbate este de 10…15% din cantitatea de ulei din sist emul de ungere pentru a se
evita pierderile hidraulice. Filtrul fin re ține impurit ăți cu dimensiuni de pân ă la 5 mm. Dup ă
filtrare uleiul este returnat în baia de ulei contr ibuind la regenerarea acestuia.
Dup ă gradul de filtrare, filtrele se pot clasifica în f iltre statice și filtre dinamice.
Filtre statice
Re ținerea impurit ăților se realizeaz ă cu ajutorul unui element filtrant, care poate fi: sit ă
metalic ă, discuri metalice sau de hârtie, cu ac țiune magnetic ă sau active.
a) b) c)
Fig. 7.9 Filtru cu sit ă metalic ă: a) ansamblu de elemente cu site metalice; b) elem ent de filtrare
cu sit ă metalic ă; c) asociere a unui filtru magnetic la un filtru c u site
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 72
Filtrele cu sit ă metalic ă (fig. 7.9), sunt utilizate în general pentru filtr area uleiului înainte
de intrarea în pompa de ulei, dar și ca filtre de cur ățire brut ă sau fin ă (pot re ține impurit ăți pân ă
la 5 mm).
Construc ția elementului de filtrare se realizeaz ă dintr-un pachet de discuri în care se
încorporeaz ă site și care montate formeaz ă între ele spa ții suficient de mari pentru impurit ățile
re ținute. Filtrele cu sit ă re țin prin aderen ță și emulsiile gelatinoase.
Filtrele cu discuri (fig. 7.10) au elementul filtra nt dintr-un num ăr de discuri din metal sau
carton de forme speciale a șezate unele peste altele care formeaz ă intersti ții de trecere a uleiului.
Impurit ățile de dimensiuni mai mari sunt re ținute în exteriorul filtrant, iar cele de
dimensiuni mici în spa țiul dintre discuri.
Filtrul cu discuri metalice este prev ăzut cu elemente care asigur ă posibilitatea cur ățirii
intersti țiilor chiar în timpul func țion ării prin rotirea din exterior a pachetului de discu ri.
Filtrul cu discuri din carton se utilizeaz ă ca filtru fin. Filtrele cu element filtrant din hâ rtie
(fig. 7.11) sunt utilizate pe scar ă larg ă, ele pot fi utilizate atât ca filtre de cur ățire brut ă cât și ca
filtre de cur ățire fin ă în func ție de dimensiunile porilor hârtiei. Pentru a se îmb un ătății rezisten ța
și propriet ățile de aderen ță hârtia de filtru este impregnat ă cu diferite produse. Gabaritul acestor
filtre este redus datorit ă modului de construc ție al elementului filtrant, hârtia de filtru fiind pliat ă,
iar forma este men ținut ă de o arm ătur ă metalic ă.
Filtrele cu element filtrant din hârtie nu pot fi c ur ățite, când acesta se îmbâcse ște este
înlocuit cu unul nou.
Filtrul este prev ăzut cu o supap ă de siguran ță care se deschide la o presiune de 0,1…0,25
MPa, asigurând trecerea uleiului în circuitul de un gere f ără s ă mai treac ă prin elementul filtrant
când acesta este îmbâcsit sau uleiul are vâscozitat e mare.
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 73
Fig. 7.10 Filtru cu discuri a) cu discuri metalice; b) cu discuri din carton.
Fig. 7.11 Filtru cu cartu ș filtrant din hârtie
a) ansamblu; b) func ționare normal ă; c) func ționare când filtrul este îmbâcsit
Filtrele magnetice se utilizeaz ă ca filtre suplimentare pe lâng ă filtrele cu sit ă, cu discuri
sau dopurile de golire.
Aceste filtre re țin particule feroase și prin coeziune particule de bronz sau alte particu le
nemagnetice rezultate în urma uzurii.
Filtrele active re țin unii produ și organici dizolva ți în ulei precum și ap ă. Separarea lor se
realizeaz ă prin absor ție, hidratare sau reac ții chimice. Ca element filtrant se folosesc: pâsla,
hârtia de filtru; amestecuri de oxid de aluminiu, b auxit ă, mangan, sulf sau vat ă de zgur ă.
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 74
7.3 Calculul instalatiei de ungere
Calculul lagarelor. Fortele care actioneaza asupra lagarelor si dimensiunilor fusurilor
arborelui cotit se determina pe baza calculului din amic.
Jocurile minime:
][ 12 , 2 10 55 10
min mm pdnc h
f=⋅⋅⋅⋅ ⋅ ⋅ =−
ψη
in care: min] /[ 6000 rot n= – turatia arbolei cotit;
14 =η – vascozitatea dinamica;
294 , 011=+=
ldc – coeficientul de corectie;
] [ 1 , 55 mm d= – diametrul suprafetei de sprijin a lagarului;
] [ 40 mm l= – lungimea suprafetei de sprijin a lagarului;
0004 , 0=∆=dψ – jocul relativ;
0199 , 0 10 ) 5 , 0 … 4 , 0 (3=⋅ ⋅ = ∆−d – jocul diametral pentru lagare turnate din
babit;
] /[ 82 , 82mm Nl dRpf =⋅= – presiunea pe suprafata;
] [904 , 19439 N R= – forta rezultanta care actioneaza asupra
lagarului.
Verificare:
2 ) (2 1 min =⋅ + =hk H H h
in care: ] [ 2 , 01 m H µ =
][ 2 , 02 m H µ = – inaltimile microneregularitatilor lagarului si fusului
care pentru diferite prelucrari pentru superfinisar e au valori intre
0,05…0,25;
5=hk – coeficient de siguranta.
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 75
7.4 Calculul debitului de ulei
Debitul pompei de ulei se determina pe baza bilantu lui energetic,considerand ca uleiul
preia caldura dezvoltata, prin frecare, care reprez inta o fractiune din caldura degajata in cilindru.
]/[513 , 2989 kg kJ Qf Qc u =⋅=
in care: 0035 , 0 10 ) 5 , 4 … 5 , 2 (3= ⋅ =−f – coeficientul de frecare lichida.
] /[ 45 , 854146 kg kJ QG Qi c c =⋅ =
] /[ 41868 kg kJ Qi= – puterea calorica a combustibilului;
] / [ 48 , 14 10 3hkg Pc Ge e c =⋅⋅ =− – consumul orar de combustibil;
][ 70 kW Pe= – puterea motorului;
] / [ 299 kWh g ce= – consumul specific de combustibil.
Debitul de ulei din conducta principala, necesar p entru evacuarea calduri:
0078 , 0=∆ ⋅ ⋅=
u u uu
ur T CQVρ
in care: uC – caldura specifica a uleiului;
uρ – masa specifica a uleiului.
]/[ 1676 ) 1883 … 1674 (3mkJ Cu u = =⋅ρ
] / [ 770 ) 20 … 9 ( h l P Veur =⋅ =•
7.5 Calculul pompei de ulei
La calculul pompei de ulei se are in vedere ca deb itul acesteia sa fie de peste doua ori mai
mare decat debitul de ulei necesar in circuitul de ungere.
Debitul pompei de ulei:
] / [ 1125 ) 5 , 2 … 5 , 1 ( h l V V ur pu = ⋅ =• •
Tinand cont de tipul si puterea motorului se recom anda:
] / [ 3250 ) 40 … 25 ( h l P Vepu =⋅ =•
Debitul pompei cu roti dintate:
] / [ 5 , 4062 h lVV
ppu
pr = =η
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 76
in care: 8 , 0 ) 8 , 0 … 7 , 0 (= =pη – randamentul volumetric al pompei.
Diametrul exterior al roti dintate:
][ 5 , 28 60000 mm nwD
pp
p =⋅⋅=π
in care: ] / [ 10 sm Wp= – viteza periferica a rotilor dintate;
min] /[ 6000 rot np= – turatia pompei.
Latimea rotii:
][ 38 10 60 26 2mm zmnVb
p ppr =⋅⋅⋅ ⋅ ⋅⋅ ⋅=−η π
in care: 6) 10 … 6 (= =z – numarul de dinti;
5 , 3 ) 75 , 4 … 5 , 3 (= =m – modulul rotii dintate;
] [ 2) 3 , 2 … 2 ( mm h = = – inaltimea dintelui.
Puterea necesar ă antren ării pompei de ulei:
][ 78125 , 010 3
kW p VP
mu pr
p =∆ ⋅ ⋅=−
η
in care: ] /[ 3 , 02mm N pu=∆ – caderea de presiune;
9 , 0 9 , 0 … 85 , 0 = =mη – randamentul mecanic al pompei de ulei.
Volumul de ulei din baie:
] / .[ 5150 h lVVur
uc = =
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 77
8 Instalatia de alimentare
Probleme generale ale instala țiilor de alimentare a motoarelor cu aprindere prin
comprimare
În general instala ția de alimentare cu motorin ă a unui m.a.c. cuprinde urm ătoarele
elemente (fig. 8.1 a și b): rezervorul de combustibil, pompa de alimentar e, filtru de motorin ă (sau
bateria de filtre), pompa de injec ție, conductele de înalt ă presiune, conductele de joas ă presiune,
injectoare.
a) b)
Fig. 8.1 Scheme func ționale ale instala țiilor de alimentare
Rezervorul, pompa de alimentare, filtrul, conductel e de joas ă presiune, sunt
componentele p ărții de joas ă presiune a instala ției de alimentare. Pompa de injec ție, conductele
de înalt ă presiune și injectoarele sunt p ărțile sistemului de înalt ă presiune al instala ției de
alimentare sau echipamentului de injec ție.
În func ție de domeniul de utilizare, de caracteristicile co nstructive și func ționale ale
elementelor componente, exist ă variante diferite ale schemelor instala țiilor de alimentare.
Astfel, de exemplu, pentru instala ția de alimentare din figura 8.1 b) s-a prev ăzut o
conduct ă separat ă de colectare a sc ăpărilor de motorin ă din pompa de injec ție, aceast ă pomp ă
dezvoltând presiuni mai mari decât cea similar ă din fig. 8.1 a).
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 78
8.1 Func țiile sistemului de înalt ă presiune.
Sistemul de înalt ă presiune (echipamentul de injec ție) trebuie s ă îndeplineasc ă
urm ătoarele func ții:
1- dozarea cantit ății de combustibil pe ciclu și pe cilindru (doza cm~1 sau cv~2 ). În
func ție de sarcina motorului cm~3= 20…180 mg, cv~4= 25…200 mm3;
2- realizarea presiunii de injec ție necesar ă pulveriz ării motorinei (pimax = 8,0…140,0
MPa);
3- pulverizarea cât mai fin ă a combustibilului și distribuirea acestuia în camera de ardere
în conformitate cu cerin țele form ării amestecului aer-combustibil;
4- asigurarea avansului la injec ție (10…300RAC), durata injec ției și legea de injec ție a
combustibilului (caracteristica de injec ție);
5- realizarea uniformit ății debit ării combustibilului pe cilindri. Aceasta poate fi a preciat ă
prin coeficientul sau "gradul de neuniformitate" a distribuirii motorinei σ: δ=− c c
cmed m m
mmax min ~ ~
La regimul de ralanti σ≤7%, iar la regim nominal σ≤2…4%.
8.2 Principii de proiectare a pompelor de injec ție.
Principalele func ții ale sistemului de înalt ă presiune sunt asigurate de pompa de injec ție.
Astfel, presiunea de injec ție, dozarea cantit ății de combustibil pe ciclu și cilindru, avansul la
injec ție, durata injec ției ca și caractersitica de injec ție optim ă sunt realizate de pompa de injec ție.
Pompele de injec ție se clasific ă dup ă mai multe criterii:
I. În func ție de modul de deservire a cilindrilor motorului se pot deosebi:
a) pompe individuale;
b) pompe injector;
c) pompe cu distribuitor rotativ;
d) pompe în linie; caracteristica acestei clase con st ă în aceea c ă
fiecare cilindru al motorului este deservit de câte un element de refulare.
II. Dup ă metoda de reglare a dozei de motorin ă:
a) prin aspira ție invariabil ă și refulare par țial ă (exemplu- pompele cu
piston-sertar);
b) prin aspira ție variabil ă și refulare total ă (pompele cu distribuitor
rotativ);
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 79
III. Dup ă modul de ac ționare a elementului de pompare:
a) ac ționare mecanic ă (cam ă);
b) ac ționare electromagnetic ă;
Problema esen țial ă a pompelor de injec ție o constituie realizarea presiunilor mari de
injec ție. Valori de pân ă la 140 MPa ale presiunii de injec ție maxime pot fi asigurate numai de
pompele cu piston. M ărimea presiunii de injec ție implic ă cerin țe ridicate fa ță de precizia de
execu ție a pistonului și cilindrului elementului de pompare ca și fa ță de etan șarea acestui cuplu
de piese fa ță de mediul exterior. Aceste exigen țe au condus la reducerea jocului func țional dintre
piston și cilindru la valori de 1,5…3,0 mm și realizarea unor construc ții cu lungimea pistonului
sporit ă în raport cu diametrul s ău.
Aceast ă execu ție presupune opera ții de rectificare fin ă, cu abateri de form ă, de la calitatea
suprafe țelor și de la pozi ția lor reciproc ă extrem de restrânse, precum și opera ții de rodare și de
împerechere a pistonului cu cilindrul. Cuplul pisto n-cilindru astfel ob ținut are drept componente
piese neinterschimbabile.
8.2.1 Proiectarea pompelor de injec ție cu piston sertar
Constructiv un element al pompei de injec ție (fig. 8.2) se compune din cilindrul 1 (buc șa)
în interiorul c ăruia se deplaseaz ă pistonul plonjor ac ționat în cursa de refulare de cama 5,
contactul permanent între piston și cam ă fiind asigurat de arcul 8. Cilindrul 1 are la part ea
superioar ă orificiile laterale 3 prin care comunic ă cu canalul de combustibil 4 practicat în corpul
pompei. Elementul de pompare este prev ăzut la partea superioar ă cu supapa de refulare 6,
re ținut ă pe sediul s ău de arcul 7. Pistonul sertar 2 este prelucrat spec ial; capul acestuia fiind
prev ăzut cu o muchie elicoidal ă și un canal care face leg ătura între spa țiul de deasupra pistonului
și gulerul de diametru mai mic al acestuia. Pistonul 2 poate fi rotit fie de piciorul 9 fie de un
sector din țat ac ționat de cremaliera pompei de injec ție (organul de comand ă al debitului).
În cursa de coborâre a pistonului sertar 2 spa țiul din cilindrul 1 se umple cu motorina
aspirat ă prin orificiul (sau orificiile) de aspirare.
În cursa ascendent ă a pistonului se produce o desc ărcare a volumului de combustibil din
cilindrul 1 pân ă când orificiile 3 sunt acoperite. Cursa de refular e dureaz ă din momentul obtur ării
orificiilor de desc ărcare 3 pân ă când muchia elicoidal ă atinge marginea inferioar ă a acelora și
orificii. Pistonul se deplaseaz ă îns ă mai departe în cursa ascendent ă pân ă când tachetul cu rol ă
ajunge pe vârful camei. Cursa de refulare este astf el pozi ționat ă între dou ă curse moarte ale
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 80
pistonului, deci în zona vitezelor mari ale acestui a, ceea ce implic ă sc ăpări minime de
combustibil prin jocuri în timpul cursei de refular e. De asemenea, presiunea de injec ție este o
func ție de viteza pistonului; amplasând cursa activ ă în domeniul vitezelor ridicate se evit ă
presiunile mici la începutul și sfâr șitul cursei de refulare, realizându-se astfel o pul verizare de
bun ă calitate.
Fig. 8.2 Construc ția elementului de pompare
La construc ția exemplificat ă mai sus prima curs ă moart ă este constant ă, în timp ce a doua
curs ă moart ă și cursa activ ă sunt variabile în func ție de pozi ția organului de comand ă
(cremaliera). Sunt și construc ții la care toate cele trei curse sunt variabile.
8.2.2 Proiectarea elementului pompei de injec ție
Dimensiunile elementului pompei de injec ție precum și ale regulatorului ata șat acesteia
determin ă gabaritul pompei de injec ție.
Datorit ă valorii extrem de mici a dozei de combustibil inje ctate pe ciclu și pe cilindru (de
20.000 pân ă la 100.000 de ori mai mic ă decât cilindreea motorului), diametrul pistonului pompei
de injec ție și cursa acestuia ar rezulta atât de mici, încât teh nologia de realizare a cuplului piston-
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 81
cilindru ar întâmpina dificult ăți deosebite. Metoda de realizare a dozei necesare p rin aspira ție
invariabil ă și desc ărcare par țial ă permite construirea pistonului-sertar cu dimensiun i mai mari,
relativ u șor realizabile tehnologic, pistonul aspirând astfel o cantitate de motorin ă cu mult mai
mare decât doza ce urmeaz ă a fi refulat ă.
Pentru a se dimensiona corect un element al pompei de injec ție trebuie s ă se țin ă seama
de o serie de factori precum:
– compresibilitatea combustibilului;
– dilatarea conductelor de înalt ă presiune;
– supraînc ălzirea motorului, etc.
8.2.3 Proiectarea pompelor de injec ție cu distribuitor rotativ
Prima construc ție de acest tip a fost produs ă în 1946 de firma American Bosch (pompa
PSB). În 1950 firma Stanadyne (S.U.A.) produce pomp a cu distribuitor rotativ și pistona șe
radiale opuse, preluat ă sub licen ța de C.A.V. (Anglia) în 1956, sub indicativul DPA.
Fig. 8.3 Schema func țional ă a pompei D.P.A.
Din anul 1970 MEFIN – Sinaia fabric ă sub licen ță acela ți tip de pomp ă.
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 82
Comparativ cu pompele de injec ție cu elemente în linie, pompele cu distribuitor ro tativ au
o serie de avantaje:
– utilizeaz ă un singur element de pompare care deserve ște to ți cilindri motorului;
– asigur ă (dat ă fiind prezen ța sec țiunii unice de pompare) o uniformitate îmbun ătățit ă a
debit ării;
– înglobeaz ă într-un ansamblu unic și compact elementul de pompare, regulatorul de
tura ție, variatorul automat de avans și pompa de trasfer;
– ansamblul pompei nu necesit ă rulmen ți, angrenaje, arcuri cu rigiditate mare;
– pompa este etan șă , este uns ă cu motorin ă sub presiune, împiedicându-se și pe aceast ă
cale p ătrunderea aerului și a impurit ăților.
Din punct de vedere al consumului de metal pompa de injec ție cu distribuitor rotativ este
evident mai avantajoas ă în compara ție cu pompa cu elemente de pompare în linie.
Masa specific ă a pompelor de injec ție de tip rotativ este de (45…70)g la 1 mm3 debit p e
ciclu, în timp ce aceea și mas ă la pompa în linie atinge abia (95…135)g la 1 mm3 d ebit de
combustibil pe ciclu.
Controlul activ al func țion ării motoarelor care sunt echipate cu pompe de injec țiede tip
rotativ, prin sisteme electrice și electronice, este facilitat de for țele considerabil mai mici
necesare la organul de reglare a m ărimii debitului de combustibil pe ciclu.
Trebuie men ționat ă și solicitarea mic ă la trac țiune și, corespunz ător, o rigiditate mare a
acelor elemente portante de baz ă ale pompei (piesele de ac ționare a camei și corpul pompei).
Aceast ă constatare creaz ă posibilit ăți pentru organizarea unei injec ții intensive a combusti-
bilului.
S-a demonstrat c ă, la pompele rotative, for țarea procesului de debitare se poate realiza pe
calea mic șor ării substan țiale a volumului de comprimare a combustibilului în stu țul pompei
(aplicat la supapele de refulare la care arcul este dispus în spa țiul de înalt ă presiune), în
combina ție cu un nou ciclu de lucru al pompei, în care apro ape toat ă cursa de lucru a plunjerului
se utilizeaz ă pentru pomparea combustibilului, de asemenea, pe s eama realiz ării profilului de
cam ă cu raza mic ă de curbur ă la vârf. Realizarea ultimei m ăsuri permite o m ărire substan țial ă a
vitezei plunjerului ( Vpmax = 3,2 m/s la np = 1000 rot/min și o curs ă minim ă a plunjerului de 5,5
mm) atingându-se presiuni de pompare de ordinul a 9 0 MPa.
Pe lâng ă avantajele prezentate, aceste tipuri de pompe au și o serie de dezavantaje.
Utilizarea unei sec țiuni unice de pompare duce la uzura mai rapid ă a acesteia, precum și
la mic șorarea timpului disponibil pentru admisia și refularea combustibilului. Aceasta face ca la
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 83
tura ții ridicate umplerea sec țiunii de pompare s ă fie incomplet ă, ap ărând astfel necesitatea
utiliz ării pompei de transfer care permite realizarea unei presiuni de alimentare suficient de mari.
Alte dezavantaje sunt:
– siguran ța mai mic ă în func ționare;
– facilit ăți de reparare reduse;
– cerin țe deosebite privind calitatea combustibilului utili zat.
Func ționarea pompei de injec ție cu distribuitor rotativ, de tip DPA, (integrat ă în sistemul
de injec ție) este prezentat ă în fig. 8.3.
Din rezervorul pompei de alimentare 1, combustibilu l, trecut prin filtrul 2, ajunge la
pompa de transfer 3. De la pompa de transfer motori na este dirijat ă prin canaliza ția din corpul
pompei la supapa de dozare 4 și de aici în corpul distribuitorului 5 și în spa țiul dintre pistona șele
6. Prin rotirea distribuitorului pistona șele sunt împinse spre axa de rota ție de lobii inelului cu
came 7 care este fixat de corpul pompei. Combustibi lul sub presiune este distribuit pe rând la
injectoare prin intermediul unui orificiu de refula re aflat în distribuitor.
Supapa 8 are rolul de a men ține amorsat ă pompa de injec ție și de a asigura valoarea
necesar ă presiunii de transfer. Regulatorul ac ționeaz ă asupra supapei de dozaj prin intermediul
pârghiei 9. O particularitate constructiv ă esen țial ă a pompei cu distribuitor rotativ o constituie
lipsa arcului care asigur ă contactul permanent între inel și cam ă. Ca urmare, cu excep ția cursei
de refulare, când pistona șele radiale sunt ac ționate de inelul cu came, pozi ția instantanee a
acestora este determinat ă de echilibrul dinamic al for țelor centrifuge, de presiune, de iner ție și de
frecare.
Ansamblul general al pompei cu distribuitor rotativ și pistoane opuse, tip DPA, este
prezentat ă în proiec ție axonometric ă în fig. 8.4.
Pe corpul pompei 1 (turnat din aliaj de aluminiu) s e fixeaz ă cu ajutorul unor șuruburi
capul hidraulic, format din buc șele exterioare și interioare 19, rotorul distribuitor 14, inelul cu
came 17 și pistona șele radiale 15. Rotorul distribuitor este antrenat în mi șcare de rota ție de axul
24, prev ăzut cu o zon ă canelat ă la partea din spre distribuitor, iar la cap ătul de antrenare cu o
zon ă conic ă și loca ș de pan ă disc. Leg ătura dintre axul 24 și rotorul 14 se realizeaz ă prin placa de
antrenare 21, cu caneluri la interior, care se fixe az ă cu șuruburi de rotorul distribuitor. Axul
pompei și placa de antrenare se împerecheaz ă la montaj, formând astfel un ansamblu
neinterschimbabil. Pe axul pompei se mai monteaz ă regulatorul de tura ție mecanic compus din
manșonul 48, masele centrifuge 23 și carcasa acestora 26 (celelate piese ale regulator ului sunt
montate în interiorul capacului 2).
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 84
Etan șarea fa ță de mediul exterior, la cap ătul dinspre antrenare al axului 24, se asigur ă cu
man șetele de rota ție 43.
La cap ătul rotorului distribuitor 14, opus antren ării, se monteaz ă, filetat, rotorul 3 al
pompei de transfer; statorul 5 este inclus în capul hidraulic. Ansamblul este închis de carcasa
supapei de reglare 7, fixat ă în buc șa exterioar ă a capului hidraulic cu șuruburile 46.
Variatorul automat de avans 37 se monteaz ă pe carcasa pompei, prin prezonul 47 și dispozitivul
de blocare 39.
Statorul capului hidraulic este format din buc șele exterioar ă și interioar ă 19, care se ansambleaz ă
prin fretare. Buc șa interioar ă se realizeaz ă cu lungime mai mic ă decât buc șa exterioar ă, cu scopul
de a permite montare statorului 5 al pompei de tran sfer.
Fig. 8.4 Construc ția pompei D.P.A.
Rotorul capului hidraulic se împerecheaz ă cu statorul și formeaz ă un ansamblu
neinterschimbabil, cu joc foarte mic (1,5…3,5 mm). De asmenea, pistona șele radiale 15 se
împerecheaz ă cu alezajul executat diametral în rotor, neintersc himbabil, cu un joc foarte mic
(4,5…5,5 mm).
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 85
Fiecare pistona ș este ac ționat prin câte un tachet, compus din rola 16 și papucul 18.
Papucul este prev ăzut cu umeri care p ătrund în fantele pl ăcilor de raglaj 44 și 22, limitând cursa
maxim ă a pistona șelor.
Rolele 16 vin în contact în timpul func țion ării cu camele interioare ale inelului cu came
17. Pistona șele radiale se execut ă cu diametre de 4,5…10,0 mm.
Etan șarea capului hidraulic în corpul pompei este realiz at cu un inel 0, iar în zona de
ansamblare a carcasei supapei de reglare 7, cu o ga rnitur ă inelar ă 45 din cauciuc.
Elementele componente ale capului hidraulic se real izeaz ă din oțel de rulmen ți și o țel
înalt aliat, cu valori strânse pentru abaterile de form ă, de la pozi ția reciproc ă și de la calitatea
prelucr ării suprafe țelor.
Pentru a fi posibil ă utilizarea aceleia și tipodimensiuni de pomp ă pe motoare cu cilindrei
diferite, capul hidraulic este prev ăzut cu posibilitatea regl ării dozei maxime refulate, prin
modificarea cursei pistona șelor radiale.
În acest sens, papucii 18 sunt prev ăzu ți cu umerii "U", care p ătrund în fantele excentrice
"F" ale pl ăcilor de reglaj 22 și 44 (fig. 8.4).
Placa de reglaj 22 este strâns ă între flan șa rotorului 14 și placa de antrenare 21 cu dou ă
șuruburi 49. Când șuruburile 49 sunt sl ăbite, pl ăcile 22 și 44 (solidarizate prin dou ă bra țe de
leg ătur ă existente pe placa 22) se pot ro ți simultan, în limita permis ă de g ăurile alungite "G".
Prin rotirea pl ăcilor de reglaj se modific ă cursa s a pistonului 24 și, în consecin ță , doza maxim ă
refulat ă. Pentru pompele DPA doza maxim ă refulat ă se poate regla în intervalul 15…120
mm3/ciclu.
Inelul cu came interioare 17, se monteaz ă pe suprafa ța frontal ă a statorului capului
hidraulic, opus ă pompei de transfer, fiind asigurat în carcasa pomp ei împotriva deplas ărilor
axiale cu ajutorul unui inel de siguran ță . Inelul cu came poate fi rotit cu unghiuri mici în jurul
axei distribuitorului 14, prin șurubul 38 al variatorului automat de avans. Din mot ive de unificare
a componentelor, inelul cu came al pompelor DPA se realizeaz ă cu 4 și 6 came interioare (pentru
motoarele cu 2 și 3 cilindri alterneaz ă un ciclu de refulare activ cu unul pasiv).
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 86
9 Proces tehnologic de fabricare al supapei de admi sie
9.1 Conditii functionale, materiale si semifabrica te
9.1.1 Conditii functionale si tehnice
În ansamblul motor, supapa de admisie are rolul de a umple camera de ardere cu aer
respectiv cu amestec carburant. În timpul functiona rii supapa de admisie este supusa la
compresiune (capatul tijei respectiv tija) la tempe raturi relativ înalte, oxidari si coroziuni.
În acest scop la executia supapelor se i mpun conditii riguroase privind pozitia relativa a
talerului si a cozii supapei în raport cu tija, pre cum si asupra rectiliniaritatii tijei. Trecerea de la
tija la taler trebuie sa fie continua.
Supapa cu forma concava a talerului este caracteris tica pentru admisie la motoarele
rapide, de putere mare, deoarece asigura o forma bu na pentru curgerea gazelor, masa mica si
rigiditate suficienta.
Supapa cu taler bombat este utilizata pentru admisi e deoarece este mai rigida.
Pentru a asigura conditii optime procesului umpleri i, supapa de admisie se face cu
diametru maxim posibil. Dupa datele experimentale a ceasta ajunge la 42-50% din alezajul
cilindrului si la 1,15 ori diametrul canalului. Sup apele de admisie au 82-88% din diametrul
supapelor de admisie.
9.1.2 Materiale.
Datorita conditiilor de lucru, pentru su papa de admisie se utilizeaza oteluri speciale,
termorezistente si anticorozive, fata de care se im pun o serie de cerinte:
– Rezistenta la solicitari dinamice.
– Rezistenta la temperaturi ridicate pentru a nu se rupe în functionare.
– Rezistenta sub sarcina prelungita pentru a nu se deforma în functionare.
– Mentinerea duritatii la temperatura de re gim.
– Rezistenta la coroziune în diferite medii .
Materialele cele mai populare pentru supape de admn isie , sunt din o țel inoxidabil
austenitic, aliaje, cum ar fi de 21 de 2N și 21-4N. Forme de o țel austenitic atunci când este
înc ălzit ă peste o anumit ă temperatur ă, care variaz ă în func ție de aliaj. Pentru o țeluri multe,
austenitizing variaz ă de la temperatura de 1600-1675 °F, care este de ap roximativ temperatura
unde o țel la cald merge de la ro șu la aproape alb). Cromul este ad ăugat pentru a creste rezistenta
la coroziune.
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 87
9.1.3 Tratament termic
Se aplica un tratament de îmbunatatire:
– Calire la 830ș cu racire în ulei.
– Revenire la 600ș cu racire în aer.
Pentru capatul tijei calire C.I.F. cu o duritate mi n. 50 HRC pe adâncime de 1,2-2 mm.
În vederea îmbunatatirii calitatii de alunecare a s upapelor si pentru evitarea tendintei spre
gripare, tija supapei se cromeaza.
Grosimea stratului de cromare este de 0,004-0,006 m m fara o corectare ulterioara
(respectiv rectificare) a tijei supapei.
9.1.4 Semifabricate pentru supape
Metoda de realizare a semifabricatului trebuie sa t ina seama de asigurarea unei înalte
stabilitati dimensionale si unei rezistente la obos eala ridicate, la un cost minim. Pentru
satisfacerea acestor cerinte, semifabricatele se ob tin prin deformare plastica, electrorefulare,
urmata de matritarea de precizie si extrudare.
9.2 Stabilirea succesiunii operatiilor si fixarea b azelor de asezare
Forma constructiva, precum si caracterul productiei de serie sau de masa, face posibila
automatizarea procesului de prelucrare mecanica. Te hnologiile moderne prevad obtinerea unor
semifabricate foarte precise, cu adaosuri mici , as tfel ca uzinarea sa se poata face numai prin
rectificare.
Conditia principala ce trebuie îndeplinita la prelu crarea supapei este realizarea unei
concentricitati cât mai perfecte a conului de aseza re al corpului supapei cu portiunea de ghidare a
tijei.
În cazul general supapele se prelucreaza prin strun jire si rectificare. Când se obtin
semifabricate precise, prelucrarea supapelor se fac e numai prin rectificare. Etapele principale de
prelucrare mecanica depind de procesul tehnologic a doptat.
Deoarece semifabricatul este foarte precis, numarul de operatii este mult mai mic, ceea ce
constituie principalul avantaj al acestei tehnologi i. Operatiile de prelucrare se executa pe masini
de rectificat plan, masini de rectificat fara centr e sau masini speciale.
Rectificarea tijei supapelor se executa pe masini d e rectificat fara centre.
Metoda aplicata pentru rectificarea tijei supapei p e R.F.C. este rectificarea cu avans
transversal pentru piese scurte cu reborduri.
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 88
Latimea discurilor abrazive este mai mare decât lun gimea portiunii de rectificat, pentru a
se putea rectifica dintr-o singura trecere toata lu ngimea.
Avansul transversal este continuu.
Piesele se introduc prin partea de sus si se aseaza pe rigla de reazem fiind împinse pâna la
opritor, care determina lungimea.
9.3 Succesiunea opetatilor
Nr.
Crt. Denumirea operatiei Utilaje
1 Rectificarea de degrosare a
suprafetei frontale a tijei. Masina de rectificat universala R.U. 350
2 Rectificarea de degrosare a tijei
supapei. Masina de rectificat fara centre R.F.C. 200
3 Rectificarea suprafetei cilindrice a
capului supapei. Masina de rectificat exterior R.E. 350
4 Rectificarea capului supapei. Masina de rectifica t plan rotativ R.P.R. 1000
5 Rectificarea canalului de siguranta. Masina de re ctificat exterior R.E. 100
6 Rectificarea de finisare a tijei. Masina de recti ficat fara centre R.F.C. 200
7 Calire C.I.F. a capului supapei. Instalatie C.I.F .
8 Rectificare de finisare a capului
supapei. Masina de rectificat universala R.U. 350
9 Rectificarea suprafetelor conice. Masina de recti ficat exterior R.E. 350
10 Spalare Masina de spalat M.S.V. 1
11 Controlul B.L.C.T.C.
12 Cromare Instalatii
13 Conservare, ambalare B.L.
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 89
10 Studiul privind clapeta de acceleratie
Clapeta de acceleratie are rolul de a varia cantita tea de incarcatura proaspata admisa in
cilindrii motorului, realizându-se astfel variatia cantitativa a sarcinii motorului; la sarcini reduse ,
clapeta de acceleratie este aproape inchisa, in tim p ce la sarcina totala, clapeta este complet
deschisa.
Clapeta de accelera ție electronic ă – obturatorul motorizat
Reglarea sarcinii la motorul pe benzin ă se face prin controlul masei amestecului aer-
combustibilintrodus ă în motor. În func ție de cantitatea de aer care intr ă în motor, calculatorul de
injec ție calculeaz ă masa de combustibil ce trebuie injectat ă. Clapeta de accelera ție regleaz ă masa
de aer care intr ă în motor prin obturarea galeriei de admisie.
Fig. 10.1 Clapeta de accelera ție electronic ă Delphi
Sursa: Delphi
Componentele clapetei de accelera ție controlat ă electronic
Cuplul motor cerut de conduc ătorul auto este exprimat prin pozi ția pedalei de accelera ție.
Când conduc ătorul auto dore ște s ă accelereze automobilul, practic cere un cuplu mai mare de
la motorul termic. În cazul clapetelor de accelera ție controlate electronic calculatorul de injec ție
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 90
comand ă, prin intermediul unui motor electric, de curent c ontinuu, pozi ția obturatorului
(clapetei).
Fig. 10.2 Clapeta de accelera ție electronic ă Bosch DV-E5
Sursa: Bosch
1. corpul clapetei de accelera ție; 2. clapeta de accelera ție; 3. angrenaj cu ro ți din țate; 4. senzor
de pozi ție clapet ă; 5. motor electric de curent continuu; 6. conector electric
Sistemele cu clapet ă de accelera ție electronic ă se mai numesc și sisteme „drive by wire”
deoarece nu exist ă o leg ătura direct ă, mecanic ăl între pedala și clapeta de accelera ție. Pedala de
accelera ție este prevazut ă cu un senzor de pozi ție care trimite informa ția calculatorului de
injec ție. În func ție de pozi ția pedalei de accelera ție calculatorul de injec ție comand ă motorul
electric (5) pentru a ajusta pozi ția clapetei de accelera ție (2). Cuplul motorul electric este
amplificat de un angrenaj cu ro ți din țate (3) și transmis mai departe clapetei de accelera ție (2).
Un senzor de pozi ție (4) cite ște pozi ția clapetei de accelera ție pe care o trimite calculatorului de
injec ție.
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 91
Fig. 10.3 Clapeta de accelera ție – componente
Sursa: vwvortex.com
1. corpul clapetei și clapeta de accelera ție; 2. angrenajul cu ro ți din țate; 3. senzor de pozi ție
clapet ă de accelera ție; 4. carcas ă cu conector electric
Pozi ția clapetei de accelera ție este controlat ă în bucla închis ă. Calculatorul de injec ție
prime ște o referin ță a pozi ție de la pedala de accelera ție și comanda motorul electric pentru a
deschide sau închide clapeta de accelera ție. Pentru a asigura pozi ția corect ă a clapetei
calculatorul de injec ție utilizeaz ă semnalul de la senzorul de pozi ție al acesteia și corecteaz ă
comanda motorului electric, dac ă este cazul.
Fig. 10.4 Clapeta de accelera ție – sistemul de control (pedala de accelera ție → calculator de
injec ție → clapet ă de accelera ție)
Sursa: Bosch (componente)
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 92
Clapeta de accelera ție electronic ă – avantajele utiliz ării
Sistemul de control electronic al clapetei de accel era ție a fost introdus în principal pentru
a reduce consumul de combustibil al motorului. Comp arativ cu o clapeta de accelera ție cu
comand ă mecanic ă, clapeta de accelera ție electronic ă permite strategiilor de control motor, din
calculatorul de injec ție, s ă optimizeze punctul de func ționare al motorului în sensul sc ăderii
consumului de combustibil. De asemenea în cazul aut omobilelor cu transmisie automat ă clapeta
de accelera ție electronic ă a permis o anumit ă flexibilitate în ceea ce prive ște legile de schimbare
a treptelor de vitez ă (acestea depind în principal de pozi ția pedalei de accelera ție și de viteza
automobilului).
De asemenea clapeta de accelera ție electronic ă a permis integrarea mai u șoar ă a
sistemului de control al vitezei de croazier ă a automobilului (Cruise Control) și a sistemului
de control a stabilit ății automobilului(ESP). Aceste sisteme modific ă cuplul motorului (m ărit sau
redus) prin ajustarea pozi ției clapetei de accelera ție independent de pozi ția pedalei de accelera ție.
Monitorizarea și validitatea informa ției de pozi ție pedal ă și clapet ă de accelera ție
Monitorizarea clapetei de accelera ție este deosebit de important ă deoarece func ționarea
incorecta a acesteia poate avea impact asupra sigur an ței automobilului și a pasagerilor. În cazul
în care apare un defect al clapetei de accelera ție motorul intra în regim de avarie iar
performan țele de trac țiune vor fi limitate.
Senzorul de pozi ție al pedalei de accelera ție cât și senzorul de pozi ție al clapetei de
accelera ție con ține dou ă elemente sensibile, informa ția de pozi ție fiind transmisa pe doua canale.
Astfel, calculatorul de injec ție prime ște dou ă semnale de pozi ție de la pedala de accelera ție și
dou ă de la clapeta de accelera ție. Cu aceste informa ții, pe baza unui algoritm software,
calculatorul de injec ție verific ă corectitudinea informa ției de pozi ție de la cei doi senzori.
Clapeta de accelera ție electronic ă – diagnosticarea pozi ției
Func ția de diagnosticare compar ă pozi ția clapetei de accelera ție cu pozi ția pedalei de
accelera ție. Dac ă apare o diferen ță mare între cele dou ă semnale calculatorul de injec ție ridic ă un
cod de eroare. Dac ă sistemul de control (calculatorul de injec ție) al pozi ției clapetei de
accelera ție, prin încerc ări repetate, nu ajunge la pozi ția corespunz ătoare pedalei de accelera ție,
ridic ă un cod de eroare.
În cazul în care temperatura exterioar ă este sub zero grade, datorit ă înghe țului, este
posibil s ă se blocheze clapeta de accelera ție. Sistemul de control al clapetei are o rutina cu care
încearc ă dezghe țarea acesteia prin mi șcări succesive alternative. Dup ă încerc ări succesive, dac ă
nu se reu șește deblocarea clapetei, calculatorul de injec ție ridic ă un cod de eroare.
PROIECT DE DIPLOMA
BRASOV – 2019 93
BIBLIOGRAFIE
1. Gh. Bobescu, Gh. Al. Radu, A. Chiru , C. Cofaru, V . Ene, V. Am ăriei, I. Guber –
MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE SI TRACTOARE, vol. I, II și III Chisinau, Ed.
Tehnica 1998.
2. Radu Gh.Al, Ispas N. – Calculul și construc ția instala țiilor auxiliare pentru autovehicule ,
Reprografia Universit ății Transilvania Bra șov, 1972
3. C.Cofaru, N. Ispas, M. Nastasoiu, H. Abaitancei, H. R. Anca, M. Dogariu, A. Chiru,
V. Eni—PROIECTAREA MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE, Brasov,
Reprografia Universitatii Transilvania 1997
4. D. Abaitancei, Gh. Bobescu – MOTOARE PENTRU AUTOMOB ILE, Bucuresti, E.D.P
1975
5. D. Abaitancei, C. Hasegan, I. Stoica, D. Claponi, L . Cihodaru – MOTOARE PENTRU
AUTOMOBILE SI TRACTOARE, Bucuresti,Ed. Tehnica, 197 8
6. Conat ‘ 99 “Automotive for the next century”
7. T. Nagy, M. Alex. Stanescu, N. Turea, D. Dima—Fiabi litatea si terotehnica
autovehiculelor vol I Brasov, Reprografia Universit atii Transilvania 1997.
8. D. Marinca ș, D. Ab ăit ăncei – Fabricarea și repararea autovehiculelor rutiere Bucure ști,
E.D.P. 1982
9. D. Marinca ș – Combustibili, lubrifian ți și materiale speciale pentru automobile. Bucure ști
Ed. Tehnic ă 1983.
10. Colec ția revistelor AUTOMOTIVE ENGINEERING – editat ă de Society of Automotive
Engineers
11. Documenta ții despre motoarele autovehiculelor BMW
12. Hűtte – Manualul inginerului – Fundamente Bucure ști, Ed. Tehnic ă 1995
13. Installation manual for scania industrial engines.
14. Diverse site-uri ale firmelor constructoare de masi ni si subansamble pentru industria auto.
Wolters, Peter, Fuel Economy Concepts for Gasoline Engines in Connection With Future
Emission Legislation, FISITA Congress, PAsis, 1998, Paper F98T214.
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: CUPRINS ……………………………………. …………………………………………… ………………………………. 1 1…. [618327] (ID: 618327)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.