DOMENIUL: INGINERIA AUTOVEHICULELOR SPECIALIZAREA: AUTOVEHICULE RUTIERE FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT: cu frecvență LUCRARE DE DIPLOMĂ ÎNDRUMĂTOR ȘTIINȚIFIC… [308338]
UNIVERSITATEA “AUREL VLAICU” [anonimizat], TEXTILE ȘI TRANSPORTURI
DOMENIUL: INGINERIA AUTOVEHICULELOR
SPECIALIZAREA: AUTOVEHICULE RUTIERE
FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT: cu frecvență
LUCRARE DE DIPLOMĂ
ÎNDRUMĂTOR ȘTIINȚIFIC
Ș.l. dr. ing. RADU IULIAN NEGRILĂ
ABSOLVENT: [anonimizat]
2019
UNIVERSITATEA “AUREL VLAICU” [anonimizat], TEXTILE ȘI TRANSPORTURI
DOMENIUL: INGINERIA AUTOVEHICULELOR
SPECIALIZAREA: AUTOVEHICULE RUTIERE
FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT: cu frecvență
Pentru un autoturism cu viteza maximă de 220 km/h și 2 locuri, echipat cu un motor m.a.s. cu 4 [anonimizat] = 81×86,4 mm, ε = 9,3, [anonimizat] a elementelor mecanismului motor
ÎNDRUMĂTOR STIINȚIFIC
Ș.l. dr. ing. Radu Iulian Negrilă
ABSOLVENT: [anonimizat]
2019
REFERAT
PRIVIND LUCRAREA DE DIPLOMĂ
ABSOLVENT: [anonimizat] / PROGRAMUL DE STUDIU: INGINERIA AUTOVEHICULELOR / AUTOVEHICULE RUTIERE
PROMOȚIA 2019
1. Titlul lucrării: Pentru un autoturism cu viteza maximă de 220 km/h și 2 locuri, echipat cu un motor m.a.s. cu 4 [anonimizat] = 81×86,4 mm, ε = 9,3, [anonimizat] a elementelor mecanismului motor
2. Structura lucrării:
– Studiul dinamic redus al automobilului;
– Calculul cinematic și dinamic al motorului;
– Calculul de dimensionare și verificare a [anonimizat]: Prezentare secțiune prin motor
3. Aprecieri asupra conținutului lucrării de diplomă:
Lucrarea tratează în succesiune logică toate elementele cerute prin tema de proiect. Calculele sunt efectuate complet și corect. [anonimizat]. Alegerea soluțiilor constructive dovedește o bună cunoaștere a tendințelor actuale din domeniu.
4. Aprecieri asupra lucrării:
Bibliografia citată ([anonimizat]) acoperă întreaga plajă a capitolelor lucrării. [anonimizat]. Referirile la sursele bibliografice sunt evidențiate în text și constituie baza efectuării unor calcule de predimensionare.
5. Concluzii:
[anonimizat].
6. Redactarea lucrării respectă normele prevăzute în Legea 1/2011 privind examenele de finalizare a [anonimizat] 4033/2011 [anonimizat] a examenelor de finalizare a studiilor în învățământul superior și Procedurile privind elaborarea lucrărilor de finalizare a studiilor universitare aprobată prin H.S. U.A.V. nr. 23/2011
7. Nu există suspiciuni de realizare prin fraudă a prezentei lucrări.
8. Consider că lucrarea îndeplinește condițiile pentru susținere în sesiunea de Examen de licență din iulie 2019.
Propun comisiei ca absolvent: [anonimizat], autorul acestei lucrări să fie notat cu …………… [anonimizat]: Ș.l. dr. ing. Radu Iulian Negrilă
CUPRINS
1. Studiul dinamic 5
1.1 Definirea, compunerea și clasificarea automobilelor 5
1.2 Tendințe în dezvoltarea autoturismelor 7
1.3 Construcții similare de autovehicule. Evidențierea caracteristicilor constructive și de utilizare 16
1.4 Caracteristici constructive 20
1.4.1 Dimensiunile geometrice principale 20
1.4.2 Greutatea autovehiculului, repartizarea greutății pe punți și coordonatele centrului de greutate 21
1.4.3 Alegerea pneurilor 23
1.5 Definirea condițiilor de autopropulsare 25
1.5.1 Rezistența la rulare 25
1.3.2 Rezistența aerului 26
1.3.3 Rezistența la pantă 28
1.3.4 Rezistența la demarare 28
1.3.5 Ecuația generală de mișcare 29
1.6 Reacțiunile normale ale căii de rulare asupra roților
autovehiculului 30
1.7 Calculul de tracțiune 32
1.7.1 Alegerea mărimii randamentului transmisiei 32
1.7.2 Determinarea puterii maxime a motorului 33
1.7.3 Alegerea tipului motorului 35
2. Date despre motor 39
2.1 Studiul soluțiilor similare 39
2.2 Calculul termic al motorului 39
2.2.1. Alegerea parametrilor initiali 39
2.2.2. Calculul procesului de schimbare a gazelor 40
2.2.3. Calculul procesului de comprimare 40
2.2.4. Calculul procesului de ardere 41
2.2.5. Calculul procesului de destindere 42
2.2.6. Parametrii principali ai motorului 42
2.2.7. Dimensiunile principale ale motorului 43
2.2.8. Diagrama indicată 44
3. Calculul cinemati și dinamic al motorului 45
3.1 Calculul cinematic al mecanismului bielă-manivelă 45
3.1.1 Cinematica pistonului 45
3.1.2 Cinematica bielei 47
3.2. Dinamica mecanismului motor 48
3.2.1. Generalități. Clasificări ale forțelor din mecanismul
motor 48
3.2.2. Forța de presiune a gazelor 49
3.2.3. Forțele de inerție 50
3.2.4. Forțele rezultante din mecanismul motor 52
3.3 Studiul dinamic al fusului maneton 54
3.4 Momentul motor 56
3.4.1 Alegerea configurației arborelui cotit 56
3.4.2 Determinarea tuturor ordinelor de aprindere posibile și alegerea uneia dintre acestea 58
4. Construcția și calculul mecanismului motor 60
4.1 Construcția mecanismului motor 60
4.2 Calculul elementelor mecanismului bielă-manivelă 73
4.2.1 Calculul cilindrului de lucru 73
4.2.2 Calculul pistonului 74
4.2.3 Calculul segmenților 77
4.2.4 Calculul bolțului pistonului 80
4.2.5 Calculul bielei 83
4.2.6 Calculul arborelui cotit 91
BIBLIOGRAFIE 93
Capitolul 1 STUDIUL DINAMIC
1.1 Definirea, compunerea și clasificarea automobilelor
a) Definire
Vehiculul reprezintă un sistem mecanic construit pentru a se putea deplasa pe o cale de comunicație cu sau fără mijloace de autopropulsare, prin rulare, alunecare sau plutire și utilizat pentru transportul de persoane sau bunuri ori pentru efectuarea de servicii sau lucrări.
Autovehiculul este un vehicul rutier care se poate deplasa prin mijloace proprii de propulsie în diferite condiții de teren. Mijloacele de propulsie utilizate pentru deplasarea autovehiculelor pot utiliza diferite forme de energie: termică, electrică, etc.
Automobilul este un autovehicul rutier pe roți carosat, suspendat elastic. Forma caroseriei de regulă se stabilește în funcție de destinația automobilului: transport de persoane sau bunuri, tractarea unor vehicule fără mijloace proprii de propulsie și pentru efectuarea de servicii speciale.
b) Clasificarea automobilelor pentru transport persoane
Fig. 1.1 Clasificarea automobilelor pentru transport persoane
Automobilele de performanță sunt automobilele construite pentru realizarea unor performanțe deosebite. În această categorie intră automobilul de curse și automobilul de sport (roadster). Automobilul din tema de proiect face parte din categoria autoturismelor sport. Acestea au caroseria închisă sau deschisă și este prevăzut cu două locuri (figura 1.2).
Fig. 1.2 Automobil sport
c) Compunere
Autovehiculele se compun din mai multe ansambluri, subansambluri și mecanisme care pot fi împărțite în următoarele grupe:
Motorul constituie sursa energetică a automobilului, ce transformă energia chimică a combustibilului utilizat în energie mecanică necesară mișcării automobilului. Împreună cu transmisia, el formează grupul motopropulsor al autovehiculului care asigură punerea sa în mișcare. Energia mecanică este transmisă de la grupul motopropulsor prin intermediul transmisiei longitudinale, roților motoare. În prezent se utilizează motoare cu ardere internă cu piston care utilizează combustibili clasici, pe bază de hidrocarburi (benzină, motorină), dar și combustibili neconvenționali ecologici (hidrogen, alcooli), precum și motoare electrice sau propulsie hybridă (motor termic – motor electric).
Grupul motor conține mecanismul motor (compus din mecanismul bielă manivelă și mecanismul de distribuție) și instalațiile auxiliare (instalația de ungere, de alimentare, de răcire, de aprindere și de pornire).
Transmisia servește la modificarea, transmiterea și distribuirea momentului mecanic motor la roțile motoare ale automobilului. Calitățile de tracțiune ale automobilului sunt influențate de caracteristicile transmisiei, care poate fi: mecanică, hidromecanică, hidrostatică sau electrică. În general se utilizează transmisie mecanică sau transmisie automată cu șase sau șapte trepte de viteză.
Grupul sistemelor de conducere este format din sistemul de direcție și sistemul de frânare. Sistemul de direcție are rolul de a asigura automobilului posibilitatea deplasării pe traiectoria comandată de conducătorul auto și de a avea o maneabilitate bună, iar sistemul de frânare asigură încetinirea sau chiar oprirea automobilului din mers, evitarea accelerării la coborârea pantelor și imobilizarea automobilului oprit.
Grupul sistemelor de susținere și propulsie este format din suspensie, cadru (atunci când este ansamblu distinct), punți și roți. Aceste sisteme asigură susținerea elastică a masei automobilului pe sol și transformă mișcarea de rotație a roților în mișcarea de translație a întregului automobil, în vederea deplasării acestuia.
Caroseria reprezintă suprastructura automobilului, în interiorul căreia sunt prezente spații pentru transportul mărfurilor sau persoanelor sau pentru montarea unor instalații speciale.
Echipamentul electric și electronic asigură creșterea confortului de conducere și mărirea siguranței în deplasare. Sistemele electronice asigură optimizarea proceselor de frânare, de conducere cu efort fizic minim, de stabilitate și maneabilitate pentru automobil, corectând sau împiedicând eventualele erori de conducere.
1.2 TENDIȚE ÎN DEZVOLTAREA AUTOTURISMELOR
Construcția autoturismelor, a elementelor componente de dinamicitate sau frânare, a performațelor de economicitate, de stabilitate și de confort, de securitate activă și pasivă s-au extins asupra tuturor părților componente ale autoturismului.
Motoarele autoturismelor au beneficiat de o atentie deosebită, eforturile de sporire a performanțelor lor, fiind îndreptate pe multe direcții: creșterea performanțelor funcționale și constructive prin gestionarea electronică a regimurilor de funcționare, reducerea consumului de combustibil, mărirea puterii litrice, reducerea costurilior de fabricație, reducerea emisiilor nocive din gazele de evacuare, realizarea de motoare cât mai fiabile, cât mai ușoare și cât mai compacte.
Se remarcă tendințele de aplicare tot mai frecventă a injecției de benzină cu comandă electronică, monopunct sau multipunct. O serie de automobile, printre care Audi A5 au obținut performanțe remarcabile prin utilizarea injecției directe de benzină.
Folosirea motorului Diesel pe autoturisme a devenit realistă când turațiile maxime au depășit 4200-4400 rot/min, realizându-se exemplare ce dezvoltă 5000 rot/min.
Perfecționarea acestor motoare privind reducerea zgomotului, a poluării, a pornirii ușoare pe timp friguros au făcut progrese remarcabile.
Turațiile ridicate s-au realizat cu camere de ardere divizate de tip Mercedes (cu compartiment separat de preardere) sau de tip Ricardo (cu compartiment separat de vârtej).
Folosirea supraalimentării prin diferite procedee este tot mai des intâlnită la motoarele de autoturisme, acestea asigurând creșterea puterii și momentului motor maxim, cu scăderea turațiilor corespunzătoare și a consumului de combustibul.
Fig. 1.3 Sistemul de injecție COMMON RAIL
Sistemele de injecție electronică Diesel ca și sistemele de injecție cu benzină evoluează permanent, fiind tot mai răspândite datorită controlului electronic al principalilor parametrii.
Reducerea dimensiunilor de gabarit și a consumului de metal constituie și în continuare o sursă de cercetare permanentă, ea fiind realizată prin forțarea motoarelor, când se dezvoltă puteri tot mai ridicate pe unitatea de cilindree si realizarea cilindreei unitare cu o masă cât mai mică.
De remarcat preocupările privind ameliorarea formei camerelor de ardere, a tubulaturii de admisie și evacuare, a geometriei de dispunere și acționare a supapelor, a numărului, mărimii și locului lor de amplasare, a funcționării cu dispozitive de alimentare stratificată cu combustibil, a înlocuirii materialelor metalice cu materiale ceramice, a realizării motoarelor adiabatice sau cu raport de comprimare variabil., etc.
Există tendința răspândirii camerelor de ardere unitare cu distibuția combustibilului în peliculă. Această soluție elimină posibilitatea contactului între combustibil și peretele rece al cilindrului, deoarece combustibilul este injectat pe peretele lateral al camerei cupă de formă sferică practicată în capul pistonului.
Transmisia autoturismelor a constituit și constituie obiectul unor continue cercetări urmărindu-se, prin soluțiile constructive propuse o cât mai bună corelare între momentul motor activ si cel rezistent concomitent cu sporirea confortului conducere.
Se extinde utilizarea transmisiilor automate și a celor cu variație continuă a raportului de transmitere și a celor electrice. Transmisia automată face progrese mai lente, datorită costului ridicat al fabricației și al consumului de combustibil sporit. Totuși se remarcă introducerea microprocesoarelor de bord care gestionează funcționarea transmisiei automate.
Pentru îmbunătățirea dinamicii în regim de tracțiune, autoturismele au fost dotate cu sisteme de control a tracțiunii (ASR), care au următoarele în principal următoarele funcții: corijează acțiunile de comandă ale conducătorului auto în raport cu regimul de deplasare al autoturismului și aderența roților cu calea de rulare, asigură stabilitatea și maneabilitatea, îmbunătățește tracțiunea la demaraje și în condiții grele de drum și informează conducătorul auto la apariția situațiilor deosebite ce duc la patinarea uneia sau mai multor roți.
La transmisiile mecanice ale autoturismelor sunt tot mai răspândite cutiile de viteză cu cinci, șase sau șapte trepte de mers înainte, ultima treaptă având de obicei raportul de transmitere subunitar, fiind treapta economică.
De exemplu, la unele modele (Scorpion Scirocco, Ferrari California) se utilizează cutii de viteze cu șase sau șapte trepte de viteză, cu dublu ambreiaj DSG.
Amplasarea grupului motopropulsor, longitudinal sau transversal, față sau spate, se face având în vedere avantajele și dezavantajele pe care fiecare dintre aceste variante de organizare le are asupra confortului și spațiului destinat pasagerilor, asupra complexității construcției transmisiei, a modului de organizare a celorlalte sisteme a automobilului. În principiu se utilizează dispunerea transversală a grupului motopropulsor, datorită avantajelor pe care le oferă această soluție.
Fig. 1.4 Transmisie DSG (Direct-Shift Gearbox)
Suspensia autoturismelor a făcut obiectul unor studii aprofundate privind condiționarea reciprocă dintre pneu, suspensie și calea de rulare.
Prin echiparea autoturismelor cu suspensii independente pe toate roțile, folosirea amortizoarelor hidraulice și hidropneumatice și a corectoarelor de ruliu a sporit confortul, siguranța în deplasare și stabilitatea autovehiculului.
Una din soluțiile moderne, Hydractive 3 utilizat de firma Citroen, este un sistem de suspensii foarte confortabil, cel mai sigur și cel mai eficient. Această suspensie permite adaptarea poziției caroseriei vehiculului la starea șoselei și la viteza de deplasare, precum și o adaptare a stilului de conducere în funcție de profilul șoselei.
Fig. 1.5 Suspensie Hydractive 3
Aceasta nouă suspensie este compusă din :
patru elemente portante cu sfere de suspensie dintr-o nouă tehnologie, oferind o durabilitate excepțională;
modul automatizat de control al regulatoarelor de rigiditate față și spate, cu sferele lor;
senzori electrici de înălțime montați în barele de torsiune;
rețea hidraulică simplificată.
Sistemele de frânare cunosc de asemenea preocupări intense.
Sistemele de frânare cu control electronic, așa numitele ABS (Anty Blocking System) cunosc o largă utilizare la aproape toate categoriile de automobile. De asemenea se generalizează indicatoarele de uzură a garniturilor de frână, frânele autoreglabile servomecanismele de acționare a frânelor, comandate de instalații specifice.
Ca tendințe de dezvoltare se pot menționa folosirea frânelor pe discuri, tamburi, discuri ventilate, discuri pline ca și utilizarea frânelor din carbon/ceramică (Porsche 911 GT).
Fig. 1.6 Frâne ceramice utilizate de Audi
Sistemul de direcție se realizează în soluții constructive legate de tipul suspensiei folosite, în scopul asigurării unei cinematici corecte roților de direcție. Ca tendințe actuale se remarcă creștera comodității de conducere și siguranței în deplasare.
Caroseriile au coeficienți aerodinamici tot mai coborâți. Prin folosirea oțelurilor de înaltă rezistență, cu o limită de elasticitate ridicată, rigiditatea caroseriei a fost mult îmbunătățită. Totodată s-au luat măsuri pentru reducerea greutății proprii prin înlocuirea pieselor din metal cu piese din materiale plastice sau din materiale compozite. În ultima perioadă, unii producători de autoturisme au introdus în producția de serie caroserii din aluminiu, mai ușoare cecât cele din oțel cu aproximativ 100 kg și perioadă de garanție mai mare. Printr-o antifonare atentă a caroseriei se înlătură și principalul dezavantaj, zgomotul.
Fig. 1. 7 Chevrolet Corvette Z06 cu caroserie din material compozit
(matrice de Al sau Mg îmbrăcată cu fibre de carbon)
Se folosesc caroserii monovolum, cu două sau trei volume, în funcție de modelul autoturismului.
O utilizare din ce în ce mai frecventă o au jantele din aliaj de aluminiu, de diferite forme și dimensiuni.
Fig. 1.8 Jantă aluminiu Targa
Pentru pneurile de autoturisme, în vederea micșorării energiei absorvite în timpul rulajului, a amortizării șocurilor, ale creșterii siguranței și duratei în exploatare, se folosesc noi rețete la fabricarea anvelopelor și camerelor de aer, se utilizează diferite profiluri pentru banda de rulare. Se încearcă folosirea unor pneuri fără aer în interior (pneuri Denevo, folosite de firma Dunlop) sau a unor pneuri fără cameră de aer, care au în interior o soluție specială (polygel) care vulcanizează instantaneu o perforare a pneului (pneuri PunctureGuard).
Aparatura de bord folosește cât mai mult circuite integrate cu afișaj numeric.
La toate autoturismele moderne este asigurat controlul electronic al motorului, al sistemului de frânare cu antiblocare, al comenzilor cutiei de viteză, al suspensiei, al radarului anticoliziune și a altor sisteme.
În prezent toate firmele mari constructoare de autoturisme dezvoltă programe de cercetare privind creșterea securității în deplasare, protecția mediului înconjurător, reducerea consumului de combustibil, dezvoltarea tehnologiilor de fabricare a autoturismelor și creșterea calității acestora, micșorarea costurilor de producție și respectarea termenelor stabilite pentru toate etapele de concepție, fabricare și vânzare produs.
Fig. 1.9 Tablou bord Audi A5
Printre tehnologiile disponibile pentru interiorul mașinilor sport, se numără: monitor RearView; sistem de navigație cu XM Nav Trafic; centuri de siguranță Pre-crash; Inteligent Cruise Control (ICC) și Adaptive Front Lighting System (AFS), elemente care pot fi întâlnite de exemplu la modelul Infiniti G37 Convertible.
Pentru siguranța activă și pasivă se folosesc bare de protecție față și spate, protecții laterale, scut de protecție pentru motor, protecție interioară pentru spațiul de marfă, geamuri cu tentă, A.B.S., A.B.S.+ control dinamic al traiectoriei, A.B.S.+controlograf, A.B.S.+sistem asistență la parcare, airbag șofer, airbeg lateral torace, airbag-uri laterale cap pentru locurile din față și spate, airbag pasageri, reglaj electric din interior al farurilor, tetiere față reglabile pe înălțime, centuri față cu reglare pe înălțime, oglinzi retrovizoare electrice, radare anticoliziune, proiectoare de ceață, blocarea ușilor în timpul mersului, faruri xenon plus cu led-uri.
La autoturismele Volkswagen Scorpion Scirocco se utilizează reglarea adaptivă a trenului de rulare DCC. Reglarea nu se rezumă la caracteristicile amortizoarelor, ci continuă cu servodirecția electromecanică. Reglarea adaptivă a trenului de rulare oferă trei programe: "Normal" "Sport" și "Confort". Argumentul decisiv este acela că, prin reglarea adaptivă a trenului de rulare, se obține o îmbunătățire permanentă a caracteristicilor de rulare ale modelului Scirocco. Pentru că suspensiile sunt adaptate continuu în funcție de starea carosabilului și de condițiile de rulare. În mod suplimentar, sistemul reacționează la accelerare, frânare și la acționarea direcției. Astfel este soluționat conflictul între regimul sport, cu o reglare mai rigidă, și cerințele de confort.
Fig. 1.10 Sistemul pentru reglarea adaptivă a trenului
de rulare DCC la Volkswagen
Pentru confort se folosesc: închidere centralizată a ușilor, geamuri electrice, aer condiționat manual sau electric față și spate, sistem suplimentar de încălzire, filtru habitaclu, uși spate virate cu descchidere virată cu 180o, spațiu depozitare pe panoul ușii, scaun pentru șofer și pasageri cu reglare pe înălțime și cotiere, parbriz atermic, haion vitrat, trapă plafon, ștergător lunetă, vopsea metalizată, scaun pasageri rabatabil, inele de ancorare în spațiu de marfă, suspensii înălțate, cârlig remorcă, priză accesorii.
De asemenea se utilizează scaune pentru șofer și pasager reglabile pe înălțime sau scaune sport cu ajustare electronica (Audi A5).
Uneori se utilizează trapă panoramică, un acoperiș transparent. Lumina din habitaclu este asigurată și de trapa panoramică de mari dimensiuni, disponibilă între montantul frontal și cel central. Printr-o simplă apăsare de buton, trapa transparentă se ridică cu pâna la 39 milimetri. Dacă soarele este foarte puternic, este disponibilă o jaluzea. Dar acest lucru va este necesar foarte rar, pentru că sticla din care este realizată trapa panoramică permite trecerea numai pentru 8,2 % din radiația ultravioletă, 2,8 % din radiațiile infraroșii (căldura) și 6,9 % din lumina vizibilă.
La alte automobile (Ferrari California) se utilizeză un acoperiș rigid retractabil.
Fig. 1.11 Automobil cu acopriș retractabil
Pentru postul de conducere cel mai utilizat element este servodirecția.
Din considerente ecologice și datorită limitării resurselor de combustibili pe bază de hidrocarburi, în prezent constructorii de autoturisme caută soluții alternative pentru înlocuirea motoarelor cu ardere internă cu piston, și pentru înlocuirea combustibililor clasici.
1.3. CONSTRUCȚII SIMILARE DE AUTOVEHICULE.
EVIDENȚIEREA CARACTERISTICILOR CONSTRUCTIVE ȘI DE UTILIZARE
Pentru abordarea proiectării unui tip de autovehicul, ținând seama de datele impuse prin temă, care precizează anumite particularități legate de destinație și de performanțele acestuia, este nevoie, într-o primă etapă, să se caute un număr cât mai mare de soluții constructive deja existente, având caracteristici asemănătoare cu ale autovehiculului cerut. Literatura de specialitate cuprinde pentru fiecare tip de autovehicul informații referitoare la organizarea generală, la modul de dispunere al motorului și punților motoare; de asemenea, sunt prezentate principalele dimensiuni geometrice, greutatea utilă și proprie, tipul sistemelor de direcție și frânare și tipul suspensiei.
Analizând cu atenție aceste informații și având în vedere tendințele de dezvoltare caracteristice pentru fiecare categorie de autovehicule cercetată se pot stabili, pentru început prin comparare, unele date absolute necesare pentru calculul de predimensionare cum ar fi: organizarea generală, amenajarea interioară, dimensiunile geometrice, greutatea autovehiculului și repartizarea sa pe punți, alegerea roților și determinarea razei de rulare. În tabelul 1.1 și în figurile următoare sunt prezentate câteva soluții similare de autoturisme sport:
Fig. 1.12 Lamborghini Murcielago
Fig. 1.13 Audi TT RS
Fig. 1.14 Ferrari California
Fig. 1.15 Infiniti G 37 Convertible
Fig. 1.16 Mercedes Benz SLR
Fig. 1.17 Porsche 911 GT2
Fig. 1.18 Volkswagen Scirocco
Fig. 1.19 Lexus LFA
Fig. 1.20 Bugatti Veyon
Fig. 1.21 Chrysler Crossfire
1.4 DIMENSIUNILE GEOMETRICE PRINCIPALE
Dimensiunile geometrice ce definesc construcția unui automobil sunt prezentate în STAS 6689/2-80. Pentru autoturismul proiectat, aceste dimensiuni le-am ales comparativ cu cele prezentate în tabelul 1.1 ținând seama de valorile medii ale acestora. Valorile adoptate astfel sunt prezentate în tabelul 1.2 și evidențiate în figura 1.22.
Fig. 1.22 Principalele dimensiuni ale automobilului
– lungimea autoturismului L reprezintă distanța dintre două plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al autoturismului și tangente la acesta în punctele extreme din față și din spate. Am optat pentru valoarea:
L = 4573 mm
– lățimea autoturismului l reprezintă distanța dintre două plane paralele cu planul longitudinal al autoturismului, tangente la acesta de o parte și de cealaltă. Am optat pentru valoarea:
l = 1777 mm
– înălțimea autoturismului H reprezintă distanța dintre planul de sprijin și un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a automobilului pregătit pentru plecarea în cursă, fără încărcătură utilă și cu pneurile umflate la presiune corespunzătoare masei totale maxime. Am optat pentru valoarea:
H = 1391 mm
– ampatamentul A reprezintă distanța dintre axele de simetrie ale punților autoturismului. Am optat pentru valoarea:
A = 2650 mm
– ecartamentul E reprezintă distanța dintre centrle punctelor de contact ale pneurilor cu solul. Am optat pentru valoarea:
E1 = 1522 mm respectiv E2 = 1518 mm
Tab. 1.2
Dimensiunile principale ale autoturismului proiectat
1.2.4 Greutatea autovehiculului, repartizarea greutății pe punți și coordonatele centrului de greutate
Greutatea autovehiculului Ga face parte din parametrii generali ai acestuia și reprezintă suma dintre greutatea utilă Gu și greutatea proprie a autovehiculului Go.
Masa utilă mu este o caracteristică esențială a autovehiculului, care condiționează posibilitatea de realizare a acestuia. Ea se determină în funcție de capacitatea de încărcare și de normele STAS cu relația:
mu = (68 + 7).N + mbs [kg] (1.1)
relație în care:
– N reprezintă numărul de locuri din autoturism;
– mbs reprezintă masa bagajului suplimentar. mbs = 50…200 Kg
Înmulțind cu valoarea accelerației gravitaționale g = 10 m/s2, obținem:
Gu = 10. (75.2 + 100) = 2500 N
Masa proprie mo este o mărime ce caracterizează construcția autovehiculului și este determinată de masele tuturor sistemelor și subansamblelor componente când autovehiculul se află în stare de utilizare. Valoare pentru această caracteristică am adoptat-o comparativ cu soluțiile similare (tabelul 1.3). Masa proprie medie fiind mo = 1670 Kg, am adoptat această valoare. În aceste condiții greutatea proprie a autoturismului Go va fi:
Go = 10. 1670 = 16700 N
Rezultă o greutate totală:
Ga = Gu + Go = 2500 + 16700 = 19200 N (1.2)
Repartiția maselor pe punți se calculează cu relația (figura 1.23):
Fig. 1.23 Poziția centrului de greutate
m1 = (b/A).mo (1.3)
respectiv:
m1 = (a/A).mo (1.4)
Adoptând pentru raportul a/A valoarea 0,5 [11], rezultă că și raportul b/A va fi tot de 0,5. În aceste condiții, repartiția maselor pe punți va fi următoarea:
m1 = 960 Kg respectiv m2 = 960 Kg
În ceea ce privește înălțimea centrului de greutate hg, deoarece la acest tip de mașini centrul de greutate este coborât în vederea asigurarării stabilității, pentru raportul hg/A am adoptat valoarea 0,16 din literatura de specialitate [11], rezultând pentru hg valoarea:
hg = 0,16. A = 424 mm (1.5)
Pentru calculul încărcării pneurilor, se utilizează relațiile:
mp1 = m1/2 respectiv mp2 = m2/2 (1.6)
Ținând seama de valorile stabilite anterior, obținem:
mp1 = 480 Kg respectiv mp2 = 480 Kg
Tab. 1.3
Greutatea autoturismului proiectat
1.2.5 Alegerea pneurilor
Alegerea pneurilor se face după STAS, în funcție de încărcarea maximă pe pneu și viteza de deplasare a automobilului. În aceste condiții am optat pentru pneuri 205/55 R 16 83V AS.
Sunt pneuri speciale, cu profil radial, care rezistă la viteze de deplasare mari (până la 140 km/h) și au următoarele caracteristici:
Simbolul anvelopei (conform STAS 626-64) reprezintă modul de identificare a anvelopei și se compune din cifre și litere astfel:
205 = B – balonajul;
55 = 100.(H/B)
R – structură radială
16 = d – diametrul exterior al jantei măsurat în inch
V = Simbolul categoriei de viteză (140 Km/h)
84- capacitatea de încărcare a anvelopei 500 kg
AS = Perioada de utilizare (All Season- în orice sezon)
Fig.1.24 Dimensiunile pneului
Dimensiunile acestor anvelope (figura 1.24) sunt următoarele:
diametrul exterior D = 624 mm;
lățimea secțiunii maxime de B = 208 mm.
În aceste condiții, știind că d = 16 inch, adică d = 406 mm, rezultă că înălțimea secțiunii transversale H va avea valoarea:
H = 1/2.(D – d), adică, H = 0,5.(624 – 406) = 109 mm. (1.7)
Folosind notațiile din figura 1.24, se poate determina raza nominală a roții ra cu relația:
ra = (d/2) + H (1.8)
Prin înlocuire, obținem:
ra = 203 + 109 = 312 mm
Între înălțimea secțiunii transversale a anvelopei H ți lățimea B există relația:
H/B = 0,82…1,05.
Pentru autoturisme se alege valoare la limita inferioară, deci H/B = 0,82. În aceste condiții, rezultă că B = H/0,82 = 109/0,82 = 133 mm.
Raza de rulare a roții, rr se determină cu relația:
rr = λ . ra (1.9)
Ținând seama că λ este coeficientul de deformare a pneului cu valori cuprinse între 0,93…0,935 (am optat pentru λ = 0,93), obținem:
rr = 0,93. 312 = 290 mm.
DEFINIREA CONDIȚIILOR DE AUTOPROPULSARE
Mișcarea autovehiculului este determinată de mărimea, direcția și sensul forțelor active și a forțelor de rezistență care acționează asupra acestuia. Definirea condițiilor de autopropulsare precede calculul de tracțiune, împreună cu care condiționează performanțele autovehiculului.
1.3.1 Rezistența la rulare
Rezistența la rulare Rr este o forță de acțiune permanentă la rularea roților pe cale, de sens opus sensului deplasării autovehiculului. Aceasta se datorează deformării cu hysterezis a pneului, frecărilor din rulmenții roților, frecărilor superficiale dintre pneu și cale, deformării căii de rulare și percuției dintre microneregularitățile căii și elementele pneului.
Rezistența la rulare depinde de un număr mare de factori dintre care cei mai importanți sunt: construcția pneului, viteza de deplasare a automobilului, presiunea aerului din pneu, forțele și momentele care acționează asupra roții, acțiunea acestora neputând fi uneori separată ceea ce sporește dificultatea determinării analitice a valorilor acestei rezistențe.
În aceste condiții, se ia în considerare coeficientul rezistenței la rulare f care reprezintă o forță specifică la rulare definită prin relația:
f = Rr/Ga.cosα (1.10)
relație în care Ga. cosα reprezintă componenta normală pe cale a automobilului.
Pentru coeficientul rezistenței la rulare se recomandă valori medii, obținute experimental. În funcție de tipul, caracteristicile și destinația automobilului se va adopta o valoare din domeniul f = 0,015…0,018. [11] Am adoptat valoarea f = 0,015, valoare pe care am obținut-o și prin utilizarea relației:
fr = 0,0125 + 0,0085. (v/100)5/2 (1.11)
Pentru calculul rezistenței la rulare se utilizează relația:
Rr = f. Ga. cosα (1.12)
Înlocuind, obținem:
Rr = 0,015. 19250. 0,978 = 282 N
unde α = 12o este unghiul maxim de înclinare a pantei pe care se poate deplasa automobilul.
Puterea absorbită de rezistența la rulare se calculează cu relația:
Pr = f. Ga. v. cos α (1.13)
relație în care v se măsoară în m/s.
Prin înlocuire obținem:
Pr = 0,015. 19250. 0,978. 61,11 = 17233 W = 17,23 KW
1.3.2 Rezistența aerului
Rezistența aerului Ra este o forță rezultantă paralelă cu calea de rulare, de sens opus vitezei relative a automobilului față de aer și având un punct de aplicație numit centru de presiune. Aceasta se datorează unor factori ca: repartiția inegală a presiunilor pe partea din față și din spate a caroseriei, frecarea dintre aer și suprafețele pe lângă care are loc scurgerea acestuia, energia consumată pentru turbionarea aerului și rezistența curenților exteriori de aer folosiți pentru răcirea diferitelor organe și aerisirea interiorului autoturismului.
Stabilirea parametrilor din relațiile analitice de calcul a rezistenței aerului se face pe baza principiilor generale ale mecanicii fluidelor, prin lucrări de aerodinamică.
Pentru calculul rezistenței aerului se recomandă utilizarea relației:
Ra = 1/2. ρ. Cx. A. v2 (1.14)
relație în care:
– ρ reprezintă densitatea aerului; pentru condițiile atmosferice standard, ea are valoarea r = 1,225 Kg/m3;
– Cx este coeficientul de rezistență al aerului. Din literatura de specialitate [11] am adoptat valoarea Cx = 0,25.
Fig. 1.25 Autoturism Opel Insignia Hatch cu Cx = 0,27
A este aria secțiunii transversale maxime a autoturismului. Ea se determină cu destulă precizie cu elementele din vederea frontală a autoturismului. În aceste condiții:
A = l. H = 1,777. 1,391 = 2,47 m2 (1.15)
v este viteza de deplasare maximă a autoturismului. Prin tema de proiectare s-a impus vmax = 220 Km/h, adică 61,11 m/s. În aceste condiții, valoarea rezistenței aerului va fi:
Ra = 1/2. 1,225. 0,22. 2,47. 61,112 = 1243 N
1.3.3 Rezistența la pantă
Rezistența la pantă Rp este rezultatul componentei paralelă cu panta a greutății automobilului (figura 1.26). Ea este o forță rezistentă la urcarea pantei și activă la coborâre. Valoarea ei este dată de relația:
Rp = Ga. sinα (1.16)
Pentru unghiul maxim al pantei, în cazul autoturismelor se recomandă α = 18o . În această situație relația (1.12) va deveni:
Rp = 19250. sin18o = 5948 N
Fig. 1.26 Forțele de rezistență la urcarea pantei
1.3.4 Rezistența la demarare
Rezistența la demarare Rd este o forță de rezistență care apare pe timpul demarajului și acționează ca o forță activă la accelerații. Ea este influențată de legăturile cinematice determinate în lanțul cinematic al transmisiei dintre motor și roțile motoare, deci de masele autovehiculului în mișcare de translație și de piesele aflate în mișcare de rotație.
Expresia rezistenței la demarare este dată de relația:
Rd = Rdt + Rdr = ma. (dv/dt) + mred. (dv/dt) (1.17)
unde:
ma – masa totală a automobilului;
m red – masa redusă a pieselor în mișcare de rotație;
dv/dt – accelerația centrului de masă.
Ținând cont de coeficientul maselor aflate în mișcarea de rotație δ rezistența la demarare devine:
Rd = δ. (Ga/g). (dv/dt) (1.18)
Având în vedere că la deplasarea autoturismului în treapta întâi coeficientul maselor în mișcare are valori cuprinse în intervalul δ = 0,02…0,04, se adoptă valoarea δ = 0,022 și că de asemenea, accelerația în prima treaptăa cutiei de viteze este (dv/dt) = 4,5 m/s2, rezultă:
Rd = 0,022. 1925. 4,5 = 191N
1.3.5 Ecuația generală de mișcare
Pentru stabilirea ecuației generale a mișcării, se consideră automobilul în mișcare rectilinie pe o cale cu înclinare longitudinală α, în regim tranzitoriu de viteză cu accelerație pozitivă (demaraj), luând în considerare acțiunea simultană a forțelor de rezistență și a forțelor motoare (de propulsie) din echilibrul dinamic după direcția mișcării. Se obține astfel ecuația diferențială de ordinul I dată de relația:
dv/dt = (FR – Ga. Ψ – 0,5. ρ. Cx. A. v2)/ (δ/ma). (1.19)
numită ecuația generală a mișcării rectilinii a automobilului.
Forța la roată necesară pentru autopropulsarea automobilului este dată de relația:
FR = P. ηt/v
unde:
P – puterea într-un punct din caracteristica de turație a motorului;
ηt – randamentul transmisiei;
v – viteza de deplasare.
deplasarea cu viteză maximă
Din condițiile realizării vitezei maxime pe o cale orizontală în stare bună, se obține relația:
FRvmax = Ga. f + 0,5. ρ. Cx .A. v2 (1.20)
din care prin înlocuire rezultă:
FRvmax = 282 + 1243 = 1525 N
deplasarea pe calea cu înclinarea longitudinală maximă sau pe calea cu rezistență specifică maximă
Corespunzător condițiilor formulate, coeficientul rezistenței specifice Ψ a căii de rulare capătă forma Ψ = Ψmax, dată de relația:
Ψmax = f. cos αmax + sin αmax (1.21)
deci:
Ψmax = 0,015. 0,951 + 0,309 = 0,325
unde αmax = 18o
Se va obține:
FRmax = (Ga/4). Ψmax + 0,5. ρ. Cx. A. vmin2 (1.22)
Deoarece viteza de deplasare în acest regim este minimă, se obișnuiește neglijarea rezistenței aerului, astfel încât relația capătă forma:
FRmax = Ga. Ψmax = 19250. 0,325/4 = 1564 N
c) pornirea de pe loc cu accelerație maximă
În această situație, întreaga forță disponibilă se utilizează pentru sporire vitezei automobilului.
Considerând că autovehiculul rulează pe o cale orizontală, deci unghiul α = 0 și că automobilul pornește de pe loc având viteza inițială nulă (v = 0), rezistența la pantă, respectiv rezistența aerului sunt nule și expresia forței la roată dată de relația (1.15) devine:
FR a1max = Ga. f + ma . δ1 . (dv/dt)1max [N] (1.23)
REACȚIUNILE NORMALE ALE CĂII DE RULARE ASUPRA ROȚILOR AUTOVEHICULULUI
Reacțiunile normale asupra căii de rulare asupra roților automobilului au un rol important asupra aderenței acestora cu calea de rulare, influențând performanțele de demarare, frânare și stabilitate ale automobilelor.
Pentru un automobil în repaus, reacțiunile normale ale căii asupra roților sunt determinate de repartiția statică între roți a greutății automobilului, de dimensiunile constructive, de poziția centrului de greutate și de înclinarea căii. Pe timpul deplasării automobilului, reacțiunile normale se modifică sub acțiunea factorilor dinamici: demarare, frânare, forța centrifugă în viraj), care intervin în aceste condiții.
Considerăm un automobil de greutate Ga , imobilizat pe o cale înclinată cu unghiul α.
În acest caz, reacțiunile normale ale căii se determină din ecuațiile de momente față de punctele A și B, de contact ale roților cu calea:
G1s = Ga. (b. cosα – hg. sinα )/A (1.24)
respectiv:
G2s = Ga. (a. cosα – hg. sinα )/A (1.25)
Prin înlocuire, ținând seama că a = b, obținem:
G1s = G2 = 19250. (1325. 0,951 – 424. 0,309) : 2650 = 8201 N
Pe o cale orizontală, caz în care α = 0, relațiile (1.20) și (1.21) devin:
G1s = Ga. b/L respectiv: G2 = Ga. a/L (1.26)
Obținem prin înlocuire:
G1s = G2s = 19250. 1325 : 2650 = 9625 N
relații în care :
-G1s și G2s sunt reacțiunile statice la puntea din față, respectiv la puntea din spate;
Ga, a, b, hg, A, α sunt parametri definiți anterior.
Pentru determinarea reacțiunilor normale ale căii în condiții dinamice, se consideră că automobilul care are puntea motoare dispusă în spate, se deplasează cu viteză uniform accelerată, iar asupra sa acționează rezistențele la înaintare și forța de tracțiune.
Din ecuațiile de momente în raport cu punctele A și B și din folosirea ecuației proiecțiilor forțelor perpendiculare pe planul căii, obținem:
Z1 = [Ga. (b. cosα – hg. sinα – f. rd. cosα) – Ra. ha – Rd. hg]/A (1.27)
respectiv:
Z2 = [Ga. (a. cosα – hg. sinα + f. rd. cosα) + Ra .ha + Rd. hg]/A (1.28)
Din analiza acestor relații, se evidențiază faptul că reacțiunile normale dinamice depind de mărimea pantei, rezistența aerului și accelerația automobilului. Totuși relațiile se utilizează pentru o anumită situație de deplasare a autovehiculului, deoarece factorii care intervin nu acționează simultan.
Pentru determinarea reacțiunilor normale dinamice în condiții limită de aderență, se utilizează ecuațiile de momente în raport cu centrul de greutate al automobilului. Dacă se neglijează diferența ha – hg și termenul f rd care au valori foarte mici în comparație cu ceilalți termeni ai ecuațiilor de momente, obținem:
Z1 = [Ga. (b – ϕ. hg).cosα ]/(A – ϕ. hg) (1.29)
Z2 = a. Ga. cosα/(A – ϕ. hg) (1.30)
Prin înlocuire obținem:
Z1 = [19250. (1325 – 0,72. 424). 0,951]/ (2650 – 0,72. 424) = 7963 N
Z2 = 1325. 19250. 0,951/ (2650 – 0,72. 424) = 10344 N
Rezultă că pe timpul deplasării automobilului cu puntea motoare în spate, se produce o descărcare parțială a punții din față și o încărcare corespunzătoare a punții din spate, comparativ cu încărcările lor statice (cu aproximativ 10…30%).
Pe timpul frânării, puntea din față se supraîncarcă în timp ce puntea din spate se descarcă, raportat la încărcarea lor statică.
1.5 CALCULUL DE TRACȚIUNE
Calculul de tracțiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului și transmisiei, astfel încât automobilul ce trebuie proiectat să fie capabil să realizeze performanțele prescrise prin tema de proiectare sau să realizeze performanțe asemănătoare cu cele ale modelelor similare existente pe plan mondial.
Calculul de tracțiune se mai poate utiliza pentru a verifica dacă parametrii motorului și transmisiei sunt compatibili cu parametrii indicați de către firma constructoare pentru un automobil existent.
1.5.1 Alegerea mărimii randamentului transmisiei
Pentru propulsarea automobilului trebuie ca puterea dezvoltată de motor să fie transmisă la roțile motoare ale acestuia. Transmiterea mișcării se face prin intermediul organelor transmisiei, care consumă o parte din puterea motorului pentru învingerea rezistențelor de frecare ce apar în aceste organe. Pierderile de putere în transmisie sunt definite cantitativ prin randamentul transmisiei ηt , prin relația:
ηt = PR/Pe = (Pe – Ptr)/Pe = 1 – Ptr/Pe (1.31)
relație în care:
PR reprezintă puterea la roată;
Pe reprezintă puterea efectivă a motorului;
Ptr reprezintă puterea pierdută în transmisie.
Pierderile totale în transmisie reprezintă suma pierderilor parțiale în fiecare organ component al transmisiei, randamentul total fiind dat de relația:
ηt = ηCV. ηRd ηTL. ηo (1.32)
unde:
ηCV reprezintă randamentul cutiei de viteze; ηCV = 0,98;
ηΤL reprezintă randamentul transmisiei longitudinale; ηΤL = 0,995;
ηo reprezintă randamentul transmisiei principale; ηo= 0,94;
Înlocuind în relația (1.20) și considerând tracțiunea pe față, obținem:
ηt = 0,98. 0,94 = 0,921
1.5.2 Determinarea puterii maxime a motorului
Puterea maximă Pvmax a motorului se determină din condiția impusă prin tema de proiectare de realizare a vitezei maxime:
Pvmax = FRvmax. vmax/ηt (1.33)
Înlocuind, obținem:
Pvmax = 1525. 61,11/ 0,921= 101186 W = 118,18 KW = 137,6 CP
Coeficientul de elasticitate al motorului Ce se calculează cu relația:
Ce = nM/nP (1.34)
Pentru turațiile corespunzătoare momentului maxim, respectiv puterii maxime se adoptă valorii medii după soluțiile similare astfel: nM = 4200 rot/min; nP = 5900 rot/min.
Corespunzător acestor valori se calculează valoarea momentului maxim cu relația:
nmax = nP. 1,1 = 5900. 1,1 = 6490 rot/min (1. 35)
În aceste condiții:
Ce = 4200/5900 = 0,61
Coeficientul de adaptabilitate al motorului Ca se calculează cu relația:
Ca = (3 – 4.Ce)/2. (1 – Ce) (1.36)
adică:
Ca = 0,56/0,78 = 0,72
Coeficienții polinomiali α,β și γ se determină cu următoarele relații:
α = (3 – 4. Ce)/2. (1 – Ce) (1.37)
Înlocuind obținem:
α = 0,56/ 0,78 = 0,72
β = 2. Ce/2 (1 – Ce) (1.38)
adică:
β = 2. 0,61/2. 0,39 = 1,56
γ = -1/ 2 (1 – Ce) (1.39)
Rezultă:
γ = -1/ 0,78 = -1,28
Relația de verificare:
α + β + γ = 1
Aceste valori sunt prezentate în tabelul 1.4 pentru a putea fi utilizate la calculele ulterioare.
Tab 1.4
Valorile coeficienților caracteristici ai motorului
Punând condiția ca puterea la viteza maximă Pemax să corespundă punctului de turație maximă, se obține valoarea acesteia folosind relația:
Pemax = Pvmax/ [α. (nmax/nP) + β. (nmax/nP)2 + γ. (nmax/nP)3] (1.40)
Prin înlocuire se obține:
Pemax = 118,18/ (0,72. 1,1 + 1,56. 1.21 – 1,28. 1,33) = 120 KW = 163 CP
1.5.3 Alegerea tipului motorului
Calitățile dinamice și de tracțiune ale autovehiculului sunt determinate în primul rând de motorul utilizat, ai cărui parametri principali sunt: puterea maximă, momentul maxim, consumul de combustibil minim și turațiile lor corespunzătoare. În condiții egale de funcționare, calitățile dinamice și de tracțiune ale autovehiculului sunt cu atât mai bune, cu cât se mărește momentul motorului odată cu micșorarea vitezei autovehiculului.
Pentru autopropulsarea automobilelor, majoritatea motoarelor sunt motoare cu ardere internă cu piston în mișcare de translație, care pot fi cu aprindere prin scânteie (m.a.s.), sau cu aprindere prin compresie (m.a.c.).
Parametrii de funcționare ai motorului cu ardere internă cu piston, sunt exprimați cu ajutorul caracteristicii exterioare. Aceasta reprezintă funcția de dependență a momentului dezoltat de motor față de viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit, la admisie totală, reglajele motorului și temperatura de funcționare fiind cele optime.
În scopul obținerii performanțelor specificate în tema de proiect, am optat pentru un motor cu aprindere prin scânteie, cu 4 cilindri în V, având parametrii principali aleși prin analogie cu soluțiile existente, sau calculați cu relațiile din prezentul capitol:
Puterea se calculează cu relația:
P = Pmax [α. (n/np) + β. (n/np)2 + γ. (n/np)3 ] (1.41)
unde α, β, și γ sunt cei din tabelul 1.4.
M = P/ω (1.42)
De asemenea, pentru efectuarea calculelor, se stabilesc turațiile corespunzătoare parametrilor principali ai motorului (tabelul 1.5).
Tab. 1.5
Valorile turațiilor semnificative ale motorului [rot/min]
Stabilirea celorlalte date necesare:
a) Alezajul D și cursa S se aleg comparativ cu datele din tabelul 2.1. Am adoptat valorile:
D = 81 mm; S = 86,4 mm.
b) Lungimea bielei și unele cote ale pistonului (figura 1.27) se stabilesc din condiția ca atunci când pistonul se găsește la punctul mort inferior, acesta să nu fie lovit de contragreutatea arborelui cotit.
Fig. 1.27 Stabilirea lungimii bielei
În aceste condiții, lungimea bielei se calculează cu relația:
lb = S + 0,5. dfm + Hbo + 1 [mm] (1.43)
relație în care:
dfm este diametrul fusului maneton, care se calculează cu relația:
dfm = 0,61.D (1.44)
adică:
dfm = 0,61.81 = 49,41 mm
Se adoptă valoarea de 50 mm.
Hbo reprezintă înălțimea de dispunere a bolțului.
Hbo = Hp – Hc (1.45)
unde:
Hp este înălțimea pistonului:
Hp = 0,95. D = 0,95 .81 = 76,95 mm; (1.46)
Hc este înălțimea de compresie:
Hc = 0,6. Hp = 0,6 .76,95 = 46,17 mm. (1.47)
Înlocuind, obținem:
Hbo = 76,95 – 46,17 = 30,78 mm,
resectiv:
lb = 86,4 + 0,5. 50 + 30,78 + 1 = 143,18 mm
Se adoptă valoarea de 143 mm.
Cu elementele din tabelele 1.4, 1.5 și 1.6 , se poate trasa caracteristica exterioară a motorului.
Tab. 1.6
Alte date ale motorului ale motorului
În baza acestor date, folosind un program specializat [9], am obținut valorile pentru Pe, M, și ce, din tabelul 1.6 cu ajutorul cărora am trasat caracteristica externă a motorului și caracteristica de consum (diagramele 1 și 2).
Capitolul 2 DATE DESPRE MOTOR
2.1 STUDIUL SOLUȚIILOR SIMILARE
Pentru a proiecta un motor cu aprindere prin scanteie, cu caracteristicile urmatoare: puterea efectiva de 120 kW si turatia de 5900 rot/min, se are in vedere urmarirea modelelor realizate de ceilalti proiectanti de motoare pentru automobile, cu caracteristici apropiate motorului care se va proiecta in baza datelor de mai sus.
Acest studiu se efectueaza cu scopul de-a alege anumiti parametrii constructivi, avandu-se in vedere obtinerea unor rezultate apropiate cu ale motoarelor studiate, scopul principal fiind de a gasi solutia optima de constructie a unui motor cu caracteristici performante, cost redus, fiabilitate si respectandu-se obtinerea parametrilor principali impuși prin tema de proiect.
In tabelul 2.1 se prezintă caracteristicile constructive ale unor motoare cu aprindere prin scanteie, cu valori apropiate de ale motorului pe care dorim sa il proiectam. În funcție de acestea se vor adopta caracteristicile constructive ale noului motor. În baza unui studiu comparativ se va arata in ce masura motorul proiectat se incadreaza in limitele celorlalte motoare.
Datele despre aceste motoare s-au luat din Autocatalogul pe anul 2007.
2.2 CALCULUL TERMIC AL MOTORULUI
Prin calculul termic se urmareste determinarea parametrilor proceselor ciclului motor, a indicilor energetici si de economicitate, a presiunii gazelor in cilindrii motorului.
Cu ajutorul acestor date se stabilesc dimensiunile fundamentale ale motorului, se poate trasa diagrama indicata si se efectueaza calculul de rezistenta a principalelor piese ale motorului.
I n continuare se efectueaza calculul termic al unui motor cu aprindere prin scanteie cu urmatoarele caracteristici:
Puterea nominala: P = 120 kW
Turatia puterii nominale: nP = 5900 rot/min
Numarul de cilindri: i=4
2.2.1. Alegerea parametrilor initiali
Valorile preliminare necesare calculului se aleg pe baza datelor existente in literatura de specialitate sau pe baza constructiilor existente
– Temperatura initiala: To = 293 K
– Presiunea initiala: po = 1,02. 105 N/m²
– Temperatura gazelor reziduale: Tr = 1000 °C (din intervalul 900…1000)
– Presiunea gazelor reziduale: pr = 1,25 N/m² (intre 1.05…1.25)
– Coeficientul de exces de aer: λ = 0.96 (intre 0.85…1.15)
– Raportul de comprimare: ε = 9,3 (intre 7,5…11)
– Preâncalzirea amestecului: DT = 30°C (intre 15…40)
– Coeficient de postardere: νp = 1,15 (intre 1,05…1,2)
– Presiunea la sfarsitul admisiei: pa = 0,8. 105 N/m (intre 0,7…0,9)
– Exponentul politropic de compresie: n1 = 1,32 (intre 1,32…1,39)
– Exponentul politropic al destinderii: n2 = 1,3 (intre (1,23…1,3)
– Compozitia chimica a 1 kg de benzinei: C= 0,854
H= 0,142
O = 0,004
– Coeficientul de utilizare a caldurii: ξ = 0,92 (intre 0,85…0,95)
– Coeficientul de crestere a presiunii: π = 3,66 (intre 2,85…4,5)
– Coeficientul de corectie a presiunii: Φ = 0,90
– Coeficientul de rotunjire a diagramei: μr = 0,94 (intre 0,94…0,98)
2.2.2. Calculul procesului de schimbare a gazelor
Coeficientul gazelor reziduale:
γr = (T0 + Δt). pr/Tr.(ε. pa. vp – pr) = 0,061 (2.1)
(valori admisibile intre 0,05…0,11)
Temperatura la sfarsit de admisie:
TA = (T0 + Δt + γr .Tr)/( 1+ γr) = 362 K (2.2)
Coeficientul de umplere:
ηv = pA. T0. ε. vp/= p0. TA. (ε − 1). (1 +γr ) = 0,78 (2.3)
(valori admisibile intre 0,75…0,85)
2.2.3. Calculul procesului de comprimare:
Presiunea la sfarsit de compresie:
PB = pa. εn1 = 13,49. 105 N/m²
(valori admisibile intre (10…20. 105 N/m2)
Temperatura la sfarsitul de compresie:
TB = TA. εn1-1 = 718 K (2.4)
(valori admisibile intre 600…750 K)
2.2.4. Calculul procesului de ardere:
Cantitatea minima de aer necesara:
Lmin = (C/12 + H/4 – O/32)/0,21 = 0,507 kmol aer/kg. comb (2.5)
Cantitatea de incarcatura proaspata /1kg combustibil:
M1 = λ. Lmin + Mc = 0,496 kmol aer/kg. comb (2.6)
Cantitatea reala de aer necesara:
L = λ. Lmin = 0,49 kmol aer/kg. comb
Coeficientul teoretic de variatie molara a incarcaturii proaspete:
μ0 = (L + H/4 +O/32)/L = 1,07 (2.7)
Coeficientul real de variatie molara a incarcaturii proaspete:
μ = (μ0 + γr)/(1 + γr) = 1,069
Caldura specifica molara medie a amestecului initial:
C”MV = 20 + 17. 4. 10-3. TB = 32,5 kj/kmol. K
Caldura specifica molara medie a gazelor de ardere:
C”mV = (18,4 + 2,6.λ) + (15,5 + 13,8.λ). 10-4. TC = 28,62 kj/kmol. K (2.8)
Caldura specifica degajata de arderea incompleta:
Qai = Qi – dQai = 43500 – 61000. (10 – λ) = 37400 kj/kg (2.9)
Temperatura rezultata la sfarsitul arderii:
Tz = ζ. Qai/(λ. Lmin + MC).(1 + λr) + C`μ. V`. TC = 2899,34 K (2.10)
(valori admisibile intre 2400…3000 K).
Presiunea la sfarsitul arderii:
PZ = pe. μf. Tz/Te = 59,1. 105 N/m² (2.11)
Daca se tine cont de rotunjirea diagramei:
P'z = Fi. pz = 50,23. 105 N/m² (2.12)
Gradul de destindere politropica:
π = pz/pc = 4,38 (2.13)
2.2.5. Calculul procesului de destindere:
Gradul de destindere:
δ = ε/p = 1,94 (2.14)
Presiunea la sfarsitul destinderii:
pD = pC /εn2 = 3,66. 105 N/m² (2.15)
(valori admisibile intre 3…5. 105 N/m2).
Temperatura la sfarsitul destinderii:
TD = TC/εn2-1 = 1526 K (2.16)
(valori admisibile între 1200…1700 K
2.2.6. Parametrii principali ai motorului:
Presiunea medie a ciclului teoretic:
p`i = [pB/(ε – 1)]. [π/(n2 – 1). (1 – 1/εn2-1) – 1/(n1 – 1). (1 – 1/n1 – 1] (2.17)
p`i = 7,61. 105 N/m²
Presiunea medie indicata:
pi = μr. p`i = 7,15. 105 N/m² (2.18)
Randamentul indicat:
ηi = RM.pi. M1. T0/p0. ηv . Qi = 0,32 (2.19)
(valori admisibile intre 0,25…0,36)
Presiunea medie efectiva:
pe = ηm. pi = 6,44. 105 N/m² (2.20)
Randamentul efectiv:
ηe = ηi. ηm = 0.29 (2.21)
(valori admisibile intre 0,25…0,33
Consumul specific efectiv de combustibil:
ce = 3600/ ηe .Qi = 0,283 kg/kwh (2.22)
(valori admisibile intre 0,280…0.350
2.2.7. Dimensiunile principale ale motorului
Se adopta raportul cursa-alezaj: s
ψ = S/D = 1,068 (2.23)
Capacitatea cilindrica:
VS = π. D2. S/4 = 445,2 cm3 (2.24)
Alezajul:
D = 81 mm (dat prin tema de proiect)
Cursa:
S = 86,4 mm (dată prin tema de proiect)
Viteza medie a pistonului:
wm = S. n/30 = 17 m/s (2.25)
Cilindreea totala:
Vt = i. Vs = 1780 cm3 (2.26)
Puterea litrica:
Pl = Pn/VS = 16,85 kW/l (2.27)
2.2.8. Diagrama indicata
Unghiul de avans la aprindere: αapr = 30 RAC
Unghiul de avans la deschidere a evacuarii: αdev = 60 RAC
Unghiul de intarziere la inchidere a evacuarii: αdev = 28
Raza manivelei / lungimea bielei:
Λ = 1/3,6 = 0,28
Volumul la sfarsitul admisiei:
VA = VS. ε/(ε − 1) = 499 cm3 (2.28)
Volumul la sfarsitul comprimarii:
VB = VA/ε = 53,66 cm3 (2.29)
Puterea nominală 120 kW (dată prin tema de proiect)
Turația nominală 5900 rot/min (dată prin tema de proiect)
Consum specific la regim nominal 250 g/kW
Turația minimă 800 rot/min
Turația maximă 6490 rot/min
Capitolul 3 CALCULUL CINEMATIC ȘI DINAMIC AL MOTORULUI
3.1 CALCULUL CINEMATIC AL MECANISMULUI BIELĂ-MANIVELĂ
Analiza în detaliu a cinematicii mecanismului bielă-manivelă este foarte complexă din cauza regimului dinamic de funcționare. De aceea s-au determinat relații simplificate, în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit și la un regim stabilizat obținându-se o precizie suficientă.
La o viteză unghiulară constantă a arborelui cotit unghiul de rotație este proporțional cu timpul și prin urmare toate mărimile cinematice pot fi exprimate in funcție de unghiul de rotație al arborelui cotit.
Mecanismul bielă-manivelă este de tipul axat deci axa cilindrului intersectează axa arborelui cotit (figura 3.1):
Fig. 3.1 Schemă pentru studierea cinematicii mecanismului bielă-manivelă
b = lungimea bielei; r = raza manivelei; s = deplasarea pistonului;
β = unghiul de înclinare al axei bielei; α = unghiul de rotație al manivelei;
3.1.1 Cinematica pistonului
Cinematica mecanismului motor se studiază în ipoteza că viteza unghiulară a arborelui cotit este constantă. Considerând mișcarea arborelui cotit ca o mișcare de rotație uniformă cu turația n=3600rot/min, viteza unghiulară va fi:
ω = π. n/30 [rad/s] (3.1)
a) Deplasarea pistonului
Deplasarea momentană a pistonului (XP) față de punctul mort interior (PMI – figura 3.1) se calculează ținând cont numai de armonicele de ordinul I și de ordinul al II-lea, cu relația:
Xp = XpI + XpII = r. [(1 – cosα) + Λ/4. (1 – cos2α)] (3.2)
în care:
XpI = r. (1 – cosα) -armonica de ordinul I;
XpII = r. Λ/4. (1 – cos2α) -armonica de ordinul al II-lea.
Rezultatele obținute prin programul de calcul sunt centralizate în tabelul numărul 3.1, iar alura curbei de variație a deplasării pistonului funcție de unghiul de rotație al manivelei Xp = f(α) este prezentată în planșa 3.
b) Viteza pistonului
Viteza momentană a pistonului se calculează cu relația:
wp = wpI + wpII = r. w. (sinα + Λ/4. sin2α) (3.3)
în care:
wpI = r. w. sinα −armonica de ordinul I;
wpII = r. w. Λ/2.sin2α −armonica de ordinul II;
Viteza momentană a pistonului se anulează pentru α = 0o RAC, α = 180o RAC, α = 360o RAC etc, adică în punctele moarte ale motorului. Viteza maximă a pistonului wpmax se obține pentru cosα = (−1 ± (1+ 8. Λ2)1/2)/4.Λ. Rezultatele obținute prin programul de calcul sunt prezentate în tabelul 3.1, iar alura curbei de variație wp = f(α) este redată în planșa 3.
c) Accelerația pistonului
Accelerația momentană a pistonului este dată de relația:
ap = apI + apII = r. w2.(cosα + Λ. cos2α) (5.4)
în care:
apI = r. w2 cosα -armonica de ordinul I;
apII = r. w2 Λ. cos2α -armonica de ordinul II.
Rezultatele obținute prin progrmaul de calcul sunt prezentate în tabelul 3.1, iar alura curbei de variație ap = f(α) este redată în planșa 4.
3.1.2. Cinematica bielei
Cinematica bielei se studiază ținând cont că biela are o mișcare plan-paralelă complexă. Se consideră că fiecare punct al bielei are o mișcare de translație identică cu cea a punctului P (figura 3.1) și o mișcare de rotație în jurul punctului P cu o viteză unghiulară ωb și accelerația unghiulară εb.
a) Deplasarea unghiulară a bielei
Deplasarea unghiulară a bielei se calculează cu relația:
β = arcsin(Λ. sinα) (3.5)
Valoarea maximă a înclinării bielei (βmax) se obține pentru α = 90o RAC, α = 270o RAC, etc, și este:
βmax = ±arcsin1/Λ
Rezultatele obținute prin programul de calcul sunt prezentate în tabelul 3.2, iar alura curbei de variație β = f(α) este redată în planșa 5.
b) Viteza unghiulară a bielei
Viteza unghiulară corespunzătoare mișcării de rotație a bielei în jurul punctului P este:
ωb = Λ. ω.cosα/(1 – Λ2.sin2α)1/2 (3.6)
Viteza unghiulară a bielei este nulă pentru α = (2k + 1). π/2, kεN, adică pentru α = 90o RAC și α = 270o RAC. Valoarea maximă a vitezei unghiulare a bielei se obține în punctele moarte, pentru α = 0o RAC, α = 180o RAC, α = 360o RAC etc, și este:
ωbmax = ±Λ. ω [rad/s]
Rezultatele obținute prin programul de calcul sunt prezentate în tabelul 3.2, iar alura curbei de variație ωb = f(α) este redată în planșa 6.
c) Accelerația unghiulară a bielei
Accelerația unghiulară a bielei se calculează cu relația:
εb = Λ. ω2.(A2 – 1)sinα/(1 – Λ2 sin2α)3/2 (3.7)
Accelerația unghiulară a bielei se anulează pentru α = k. π, kεN, adică pentru α = 0o RAC, α = 180o RAC, α = 360o RAC, etc și este maximă pentru α = (2k + 1)π/2, adică pentru α = 90o RAC, α = 270o RAC, etc și este:
εbmax = ±Λ. ω2/(1 – Λ2)1/2 [rad/s2] (3.8)
Rezultatele obținute prin programul de calcul sunt prezentate în tabelul 3.2, iar alura curbei de variație εb = f(α) este redată în planșa 7.
3.2. DINAMICA MECANISMULUI MOTOR
3.2.1. Generalități. clasificări ale forțelor din mecanismul motor
Dinamica mecanismului motor urmărește determinarea forțelor și momentelor ce acționează asupra pieselor mecanismului. Cunoașterea valorilor acestor forțe și momente, precum și a modului în care ele variază în funcție de poziția pistonului și mecanismului, este strict necesară pentru efectuarea calculelor de rezistență, pentru stabilirea soluțiilor de echilibrare a motorului, pentru stabilirea soluției de amplasare a motorului pe șasiu, pentru calculul variației momentului motor și dimensionarea volantului, pentru studiul vibrațiilor de torsiune a liniei de arbore etc.
Forțele care acționează în mecanismul motor pot fi împărțite în mai multe categorii, în funcție de fenomenul fizic ce le produce. Astfel se disting:
a-forțele de presiune (Fp), produse de presiunea gazelor ce evoluează în cilindrii;
b-forțele de inerție (Fj și Fr) datorate mișcării accelerate ale maselor pieselor ce alcătuiesc mecanismul motor;
c-forțele de frecare (Ff), datorate mișcării relative a pieselor ce alcătuiesc mecanismul motor și forțelor care se transmit între aceste piese;
d-forțele de greutate (Fg) datorate maselor pieselor și câmpului gravitațional în care se află acestea.
Forțele de frecare și cele de greutate au valori mult mai mici decât celelalte două categorii, ele fiind neglijate în calculul de proiectare.
3.2.2. Forța de presiune a gazelor
Conform principiului lui Pascal, presiunea gazelor care evoluează în cilindrul motorului se exercită uniform pe toate suprafețele: suprafața laterală a cămășii cilindrului, suprafața camerei de ardere și suprafața calotei pistonului.
Presiunea exercitată pe suprafața capului pistonului determină o forță de prsiune dată de relația:
Fp = π. D2/4.(pcil – pcart) (3.9)
în care (figura 3.2):
D = alezajul cilindrului;
pci = presiunea gazelor din cilindru;
pcart = presiunea gazelor din carterul motor; pcart = 0,1 Mpa.
Fig. 3.2 Forța de presiune a gazelor
Forța de presiune a gazelor aplicată pistonului (aflat în mișcare de translație alternativă) produce lucru mecanic, permițând transformarea energiei termice a fluidului motor în energie mecanică. Direcția forței Fp este întotdeauna paralelă cu direcția axei cilindrului, iar ca sens este orientată spre axa de rotația a arborelui cotit când Fp>0, sau spre chiulasă când Fp<0.
Rezultatele obținute prin calcul sunt centralizate în tabelul 3.3, iar variația forței Fp este prezentată în planșa 8.
3.3.3. Forțele de inerție
În conformitate cu principiile mecanicii newtoniene, un element cu masa dm, care se mișcă cu accelerația a, determină o forță de inerție elementară dată de relația:
dF = -dm. a [N] (3.10)
Cum toate piesele mecanismului motor execută mișcări accelerate, rezultă că fiecare piesă acționează în cadrul mecanismului cu o forță de inerție ce poate fi calculată. Forțele de inerție care acționează asupra mecanismului motor, se grupează în:
-forțele de inerție ale maselor mj aflate în mișcare de translație sau translație alternativă;
-forțele de inerție ale maselor mr care execută o mișcare de rotație.
a) Forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație
Masa mj care execută mișcarea de translație accelerată este:
mj = mgp + m1 [kg] (3.11)
unde:
mgp = masa grupului piston (compus din piston, bolț și segmenți), considerată a fi concentrată în masa bolțului;
m1 = partea din masa bielei care se consideră că efectuează numai mișcare de translație, masa concentrată în piciorul bielei.
Masa grupului piston este:
mgp = mp + mb + ms [kg] (3.12)
unde: mp = masa pistonului;
mb = masa bolțului;
ms = masa segmenților.
Masa pistonului se determină cu relația:
mp = ρp. D3 [kg] (3.13)
în care: ρp = 0,8…8.7 kg/dm3 este densitatea aparentă a pistonului fără segmenți bolț. Se adoptă valoarea: ρp = 2,7 kg/dm3
Rezultă:
mp = 2,7. 0,813 = 1,4 kg
Dimensiunile bolțului se adoptă astfel:
-diametrul exterior al bolțului: deb = (0,34…0,38)D. (3.14)
Se adoptă: deb = 30 mm
-diametrul interior al bolțului: dib = (0,7…0,75).deb (3.15)
dib = 21,6 mm
-lungimea bolțului: l = (0,8…0,93).D. (3.16)
Se adoptă: l = 72 mm
-lățimea piciorului de bielă: lb = 0,3. D = 25,2 mm (3.17)
Volumul bolțului se calculează cu relația:
Vb = (π. (deb2- dib2)/4). l = (π. (302- 21,62)/4). 72 = 24,5 cm3 (3.18)
Densitatea bolțului are valoarea: ρOL = 7,6 kg/dm3. Deci masa bolțului va fi:
mb = Vb. ρOL = 0,09 kg (3.19)
Masa segmenților se adoptă pe baza recomandărilor ce țin seama de diametrul cilindrului: mS = 0,03 kg Rezultă că masa grupului piston va avea valoarea: mgp = 0,52 kg Masa bielei se determină ținând cont de recomandările cu privire la masa raportată a bielei. Masa relativă a bielei se recomandă a fi:
mb = (22…40).π. D2/4 [g/cm3]; se adoptă: mb = 0,5 kg (3.20)
Masa bielei se descompune în două părți:
-masa m1, care execută numai mișcare de translație și este concentrată în piciorul bielei:
-masa m2, care execută numai mișcare de rotație și este concentrată în axa fusului maneton.
Masa m1 se determină cu relația:
m1 = 0,275. mb = 0,14.kg (3.21)
Rezultă masa m2:
m2 = mb – m1 = 0,36 kg (3.22)
Înlocuind în relația (165), rezultă masa aflată în mișcare de translație:
mj = mgp + m1 = 0,66 kg (3.23)
Forța de inerție a maselor în mișcare de translație este:
Fj = -mj. ap (3.24)
unde: ap = accelerația pistonului.
Direcția forței Fj este totdeauna paralelă cu axa cilindrului, iar sensul este spre axa de rotație a arborelui cotit când Fj>0 și spre chiulasă când Fj<0.
Rezultatele obținute prin calcul sunt centralizate în tabelul 3.3, iar alura curbei de variație a forței Fj în raport cu unghiul de rotație al manivelei a – Fj(a) – este redată în planșa 8.
b) Forța de inerție a maselor în mișcare de rotație
La motoarele cu cilindrii în V, fără coturi individuale, masa totală aflată în mișcare de rotație ce dă naștere la forța de inerție este formată din masa neechilibrată a cotului arborelui cotit mk și părțile m2 din masele celor două biele considerate concentrate în axa fusului maneton:
mr = mk + 2. m2 [kg] (3.25)
Masa neechilibrată a cotului este alcătuită din masa fusului maneton mM și din masele brațelor mbr.
3.3.4. Forțele rezultante din mecanismul motor
Deoarece forțele de presiune a gazelor și de inerție acționează ambele după direcții paralele cu axa cilindrului, ele se pot însuma algebric, rezultantă fiind forța:
F = Fp + Fj [N] (3.26)
După cum se poate observa în figura 3.3, forța rezultantă se poate descompune în două componente: una normală pe axa cilindrului – forța N – și o componentă care acționează de-a lungul axei bielei – forța B. Aceste două componente sunt date de relațiile:
Fig. 3.3 Forțele care acționează asupra pieselor mecanismului motor
N = F.tgβ [N] (3.27)
B = F/cosβ [N] (3.28)
Forțele care acționează asupra fusului palier se obțin deplasând forța B în centrul fusului maneton și descompunând-o după două direcții în: forța Z normală la fusul maneton și forța T tangentă la fusul maneton. Aceste două forțe sunt date de relațiile:
Z = F. cos(α + β)/cosβ [N] (3.29)
T = F. sin(α + β)/cosβ [N] (3.30)
Având determinată expresia forței tangențiale T, relația de determinare a momentului motor al monocilindrului va fi:
M = T. r [N.m] (3.31)
Rezultatele obținute prin calcul sunt centralizate în tabelul 3.3, iar alurile curbelor de variație N = f(α) ți B = f(α) sunt reprezentate în planșa 9.
3.4 STUDIUL DINAMIC AL FUSULUI MANETON
a) Forțe care acționează asupra fusului maneton
Dacă asupra fusului maneton lucrează doar o singură bielă, motor cu cilindrii în linie, atunci fusul maneton este solicitat de următoarele forțe:
Forța B, variabilă ca mărime și sens, care s-a calculat cu relația:
B = F/cosβ (3.32)
Direcția acestei forțe este întotdeauna de-a lungul axei bielei, iar componentele ei sunt forțele Z, dirijată în lungul axei brațului manivelei și T dirijată tangențial la traiectoria axului fusului maneton (figura 3.3).
Sensul forței B și a componentelor sale (Z și T) este precizat de semnul algebric obținut la calculul acestor forțe.
Forța FRB = m2. r. ω2 dată de masa m2 a bielei considerată că execută numai mișcarea de rotație.
unde: r – raza manivelei
ω – viteza unghiulară a arborelui cotit
Această forță nu depinde de unghiul α de rotație al arborelui cotit ca mărime (dacă ω = ct) și sens; direcția ei este întotdeauna direcția axei brațului manivelei, iar sensul de la centrul fusului palier spre centrul fusului maneton; ea este deci un vector rotator cu viteza unghiulară ω, având caracterul unei forțe centrifuge.
b) Diagrama polară și de uzură a fusului maneton
Cum asupra fusului maneton acționează numai o bielă, la motorul în linie, atunci fusul este solicitat de forța B și forța centrifugă FRB (figura 3.4).
Construcția grafică, care permite însumarea vectorială a celor două forțe:
RM = B + FRB se numește diagrama polară a fusului maneton.
Diagrama polară a fusului maneton se trasează pentru un singur fus, deoarece pentru celelalte fusuri are alura identică fiind doar decalată valoric corespunzător ordinii de lucru al cilindrului.
Metoda de obținere pe cale grafică a diagramei polare prin compunerea grafică a forței T, componenta forței B, perpendiculară pe axa manivelei și a forței ZB, forța sumară Z + FRB .
Deoarece ZB și T sunt perpendiculare, rezultanta lor se calculează cu relația:
RM = (ZB2 + T2)1/2 (3.33)
Fig. 3.4 Forțele care acționează asupra fusului maneton
Dacă se dorește determinarea unghiului ψ făcut de RM cu forța T, el se poate calcula cu relația:
ψ = arctg. (ZB/T) (3.34)
Calculele se realizează din 15 în 15o RAC.
Reprezentarea grafică se face după următoarea metodologie:
– se trasează un sistem de axe Z – T cu originea o în centrul fusului maneton, sistem ce se rotește odată cu fusul.
La o scară convenabil aleasă cu originea O și în sensul lor real se dispun forțele ZB și T în sistemul de axe; prin compunere vor da rezultanta RM. Aceasta nu se va trasa efectiv ci se va marca doar extremitatea ei, notând totodată numărul corespunzător unghiului α. Unind succesiv punctele determinate se obține diagrama polară.
c) Diagrama de uzură a fusului maneton
În ipoteza că uzura fusului este proporțională cu forțele ce acționează asupra lui, pe baza diagramei polare se construiește diagrama de uzură. Ea este necesară pentru a stabili zona cea mai puțin solicitată a fusului (zona în care uzura acestuia este minimă) unde se practică orificiul pentru vehicularea uleiului în scopul ungerii lagărului.
Pentru obținerea efectivă a diagramei se adaugă un sistem se axe xoy cu originea în centrul cercului. Succesiunea este următoarea: la periferie, în interiorul cercului, se marchează punctele echiunghiulare din 15 în 15o, pornind în sens trigonometric de la axa Ox.
Calculul grosimii totale a uzurii gt la diferitele unghiuri se face după exemplul ce urmează:
la θ1 = 0 dau uzura toate forțele cuprinse în sectorul de 120o având bisectoarea suprapusă peste axa Ox. Deci:
gt1 = (R75 + R45 + R340 + R345 + R350). ku = M1. ku (3.35)
unde: ku – este o scară a uzurilor convenabil adoptate
M1 – reprezintă suma rezultantelor din paranteză care se stochează în memoria calculatorului.
− θ2 = 15o(sectorul de 120o) considerat ca rigid indeformabil și rotit cu 15o în sens trigonometric, iar bisectoarea lui face acum cu Ox unghiul θ = 15o
gt2 = (M1 – R75 – R345 + R355). ku = M2. ku (3.36)
θ3 = 30o
gt3 = ( M2 – R340 + R360). ku = M3. ku (3.37)
Așadar, valoarea totală a uzurii la un unghi oarecare θ se obține amplificând suma rezultantelor RM care acționează pe un sector de 120o simetric față de latura mobilă a unghiului θ cu o scară convenabil aleasă a uzurii ku = (2…5).10-4
– Se stocheză în memoria calculatorului suma rezultantelor RM.
Valorile uzurii totale obținute după parcurgerea unei rotații complete de către sectorul menționat, se vor înregistra într-un tabel gt = f(θ). Se trasează razele cercului din 15 in 15o și se marchează, pe fiecare rază grosimea gt.
3.5 MOMENTUL MOTOR
3.5.1 Alegerea configurației arborelui cotit
La motoarele cu 4 cilindrii în linie, arborele cotit are 4 coturi. Pentru a stabili poziția unghiulară relativă a coturilor arborelui cotit, se construiește steaua manivelelor. Fiecare cot definește un plan (P1, P2,…..) numit planul cotului. Întrucât toate coturile lucrează asupra aceluiași arbore, planele coturilor formează un fascicol ce se intersectează pe axa de rotație a arborelui cotit. Se numește steaua manivelelor, proiecțiile planelor coturilor pe un plan normal la axa arborelui cotit (fig. 3.5). Steaua manivelelor este alcătuită dintr-un număr de linii concurente (manivelă, arbore cotit) care reprezintă o configurație indeformabilă și rotitoare cu viteza unghiulară ω.
Fig. 3.5 Steaua manivelelor la motorul proiectat
Se știe că cilindrii unui motor sunt, constructivi, identici și toți lucrează asupra aceluiași arbore cotit. De asemenea, într-o perioadă a cilindrului, în fiecare cilindru se produce o aprindere (deoarece toți cilindrii au un arbore cotit comun), când acesta efectuează două operații – cazul motorului în 4 timpi – toate manivelele efectuează două rotații, deci trec odată prin poziția corespunzătoare declanșării scânteii electrice sau injecției.
Pentru a realiza o funcționare uniformă a motorului, aprinderile la cilindrii trebuie să fie uniform decalate în interiorul unui cilindru. Acesta presupune ca decalajul unghiurilor dintre manivelele cilindrului în care se produc succesiv aprinderile este de 720/i, unde: i – numărul de cilindrii
Arborele cotit execută două rotații: se realizează arpinderi uniform decalate dacă în jumătatea din numărul cilindrilor (i/2) aprinderile au loc în prima rotație, iar în (cealaltă) celălalt (i/2) cilindrii, aprinderile au loc în a doua rotație.
La motorul cu i = 4, câte două manivele trec prin p.m.i după prima rotație (figura 3.6)
Fie două manivele x și y: manivela x trece prin poziția de aprindere, în vecinătatea punctului mort inferior (p.m.i.) în prima rotație, iar manivela y în cea de-a doua rotație; se presupune că între ele există un decalaj unghiular egal cu i/2 intervale (adică 2).
Întrucât unghiul dintre două aprinderi este 720/i, iar manivelele x și y sunt distanțate între ele cu i/2 intervale, rezultă că unghiul dintre ele va fi 720/i…i/2 = 360o, adică manivelele x și y sunt în fază.
Fig. 3.6 Decalarea aprinderilor
3.5.2 Determinarea tuturor ordinelor de aprindere posibile și alegerea uneia dintre acestea
La motoarele în 4 timpi, cu număr par de cilindrii în linie și cu aprinderi uniform decalate, manivelele sunt două câte două în fază.
Sunt posibile mai multe scheme de arbore cotit dintre care însă nu poate fi reținută decât una singură pentru care se stabilesc ordinele de aprindere posibile. Se observă că există o singură variantă care ar satisface criteriile fundamentale; variația a treia pentru care numărul σ este nul.
a) Stabilirea ordinii de lucru a cilindrilor
Având stabilită configurația arborelui cotit și ordinea de aprindere, ordinea de lucru a cilindrului se determină astfel:
Cilindrul 1. Pornind de la α = 0 începe ciclul cu timpul I respectiv admisia.
După o rotire a arborelui cotit cu 360o manivela acestui cilindru ajunge la sfârșitul timpului II, comprimarea (c), când se admite declanșarea injecției.
Urmează timpul III și IV, respectiv destinderea (D) și evacuarea (E).
Conform ordinii de aprindere reținute (1-2-4-3), următoarea injecție are loc în cilindrul 2, cu un decalaj de 120o față de cea din cilindrul 1, respectiv atunci când manivela cilindrului 2 ajunge în poziția de punct mort inferior (p.m.i.) la sfârșitul comprimării. Evident, după aceasta are loc destinderea, iar apoi evacuarea și admisia. Urmează injecția în cilindrul 4 cu un decalaj de 120o față de cilindrul 2. După injecție are loc succesiunea logică a celor 4 timpi ai motorului (D-E-A-C). Urmează injecția în cilindrul 3 și așa mai departe.
b) Calculul momentului motor sumar
În cazul motorului policilindric cu 4 cilindrii și aprinderi uniform repartizate, decalajul unghiurilor între aprinderi de 720/4= 180o
Pe durata unui interval δ se produc toate porțiunile corespunzătoare momentului motor al monocilindrului. Astfel, în intervalul 0…180o pistonul din cilindrul 1 execută cursa de admisie, cel din cilindrul 2 execută comprimarea și începutul destinderii, cilindrul 4 execută sfârșit de destindere, început de (execuție) evacuare, pistonul 3 execută sfârșit de admisie.
Deci în intervalul δ = Φ/i se reproduce, în cilindrii diferiți, fiecare porțiune a momentului motor din cilindru. Rezultă că momentul motor instantaneu rezultat M poate fi obținut din însumarea în intervalul δ a tuturor valorilor momentului motor, decalate în raport cu ordinea de aprindere. În cazul aprinderilor uniform decalate perioada momentului motor instantaneu al unui policilindru este δ = ΦC/I = ΦM
Momentul motor mediu al motorului policilindric, se calculează cu relația:
MΣ = Σ MΣ/n (3.38)
unde: Σ MΣ – suma valorilor momentului motor instantaneu, pe o perioadă δ = Φ/i
n – numărul acelori valori.
Capitolul 4 CALCULUL ELEMENTELOR MECANISMULUI MOTOR
4.1 CONSTRUCȚIA MECANISMULUI MOTOR
Mecanismul motor (mecanismul bielă-manivelă) are rolul de a asigura spațiul necesar arderii amestecului aer – combustibl, preia forța de presiune a gazelor rezultate în urma procesului de ardere și o transformă în energie mecanică pe care o transmite utilizatorului.
Blocul motor (carcasa motorului)
Carcasa motorului reprezintă partea mecanismului motor în care se amplasează părțile mobile și, parțial sau integral, unele sisteme auxiliare. Carcasa se fixează pe un suport (șasiu) și pe el se fixează chiulasa. La unele motoare răcite cu lichid, în blocul motor se confecționează și cilindrii de lucru (cilindri monobloc).
În pereții transversali sunt prevăzute locașurile lagărelor de sprijin ale arborelui cotit și ale arborelui cu came. La partea superioară sunt prevăzute orificii filetate pentru îmbinarea cu chiulasa, orificii pentru trecerea lichidului de răcire spre chiulasă și locașe pentru montarea cilindrilor (la motoarele cu cilindri amovibili). La motoarele răcite cu lichid, în blocul motor se găsesc cavități pentru circulația lichidului de răcire în zonele camerelor de ardere (figura 4.1).
Fig. 4.1 Bloc motor cu cilindri amovibili răciți cu lichid
1-orificiu pentru cilindru; 2-cămăși de răcire; 3-cilindru amovibil;
4-carter superior
Deoarece preia toate forțele și momentele care iau naștere pe timpul funcționării motorului, carterul trebuie să aibă o rigiditate ridicată. Deformările carterului conduc la înrăutățirea condițiilor de ungere și uzarea lagărelor. Acest lucru poate fi evitat prin: nervurarea pereților transversali, coborârea planului de separare a carterului sub cel de separare a lagărului, mărirea numărului de lagăre paliere ale arborelui cotit și turnarea comună cu cilindrii de lucru.
Solicitarile care apar în blocul motor sunt:
– statice – care apar la montaj, prin strângere;
– variabile – determinate de forțele de presiune, forțe de inerție și momentele lor.
Lagărele arborelui pot fi suspendate, cu capacul în carterul superior, sau rezemate, cu capacul în carterul inferior. În primul caz, soluția permite asamblarea pe bandă a motorului, schimbarea ușoară a cuzineților, strângerea și controlul independent al fiecărui cuzinet și realizarea unui carter inferior ușor și simplu (figura 4.2).
Fig. 4.2 Carter motor
Datorită formei complexe și masei mari (24…36% din masa totală a motorului), blocurile motoare se fabrică de regulă prin turnare din fontă iar la motoarele de putere mai mică, se confecționează din aliaj de aluminiu turnat sub presiune. Grosimea minimă de 5…8 mm este impusă de condițiile de turnare.
Principalele materiale utilizate sunt:
– fonta perlitică cu grafit lamelar fin sau nodular, care are o rezistență înaltă la uzare, proprietăți antifricțiune, rezistență satisfăcătoare la solicitări mecanice și se toarnă ușor;
fonta cenușie, utilizată pentru motoarele cu cilindri amovibili;
aliajele de aluminiu care au densitate redusă, conductibilitate termică ridicată, rezistență la uzare corozivă și prelucrabilitate bună. Pentru cilindrii monobloc, în acest caz, oglinda cilindrilor se cromează sau se metalizează cu oțel și molibden.
La motoarele răcite cu lichid, blocul motor este alcătuit din 2 părți: blocul cilindrilor și carter.
Blocul cu cilindrii demontabili prezintă avantajul că cilindrii pot fi realizați dintr-o fontă cu calități superioare, cu rezistență ridicată la uzură. Se simplifică turnarea blocului, se creează posibilitatea înlocuirii cilindrilor uzați și se reduc tensiunile termice.
b) Chiulasa motorului
Este piesa care închide cilindrii la partea superioară și conține o parte din camera de ardere, locașuri pentru bujii sau injectoare, canale de admisie și evacuare, locașuri pentru supape și la unele tipuri de motoare și locașurile lagărelor de sprijin ale axului cu came. La partea superioară are un capac cu garnitură de etanșare, iar la partea inferioară o suprafață plană pentru îmbinarea cu blocul motor (figura 4.3).
Fig. 4.3 Secțiuni prin chiulasele unor motoare
1-camera de ardere; 2-locașul bujiei (injectorului); 3-canale de admisie și evacuare; 4-locașurile supapelor; 5,6-locaș pentru lagărele axului culbutorilor (axului cu came); 7-spații pentru circulația lichidului de răcire
Chiulasele se confecționează prin turnare, de regulă din același material ca și blocul motor și pot să fie independente, pentru fiecare cilindru, sau monobloc pentru un grup de cilindri sau pentru toți cilindrii.
La motoarele cu aprindere prin scânteie, de regulă chiulasa se confecționează din aliaj de aluminiu deoarece micșorează masa motorului, previne detonația și îmbunătățește umplerea cilindrilor.
La fel ca și blocul motor,la motoarele răcite cu lichid, în chiulasă se găsesc cavități pentru circulația lichidului de răcire în zonele camerelor de ardere care au orificii de comunicație cu cavitățile din bloc
Fig. 4.4 Elementele garniturii de etanșare
Etanșarea dintre chiulasă și blocul de cilindri se realizează folosind o garnitură specială, termorezistentă, numită garnitură de chiulasă. De regulă aceasta se fabrică comună pentru toți cilindrii și are prevăzute orificii pentru trecerea prezoanelor, lichidului de răcire, tijele culbutorilor, etc. Garnitura de chiulasă trebuie să reziste la temperaturi înalte și să dețină un anumit grad de plasticitate, pentru a putea asigura o etanșare perfectă. Pentru aceasta, de regulă pentru motoarele de autovehicule se confecționează garnituri din azbest placate cu tablă subțire de cupru. Pentru protecția împotriva gazelor fierbinți, în zona camerelor de ardere, garniturile de chiulasă se protejează cu o cămașă de nichel (figura 4.4).
c) Cilindrul de lucru
Cilindrul de lucru este organul în interiorul căruia se deplasează pistonul și evoluează fluidul motor. Cilindrii pot fi nedemontabili sau demontabili (amovibili). Cilindrii nedemontabili (monobloc) reduc lungimea și masa motorului, costul de fabricație și măresc rigiditatea motorului. Se utilizează la motoarele de puteri mici și mijlocii. Cilindrii amovibili se utilizează la motoarele cu alezajul peste 120 mm deoarece prezintă următoarele avantaje: se pot confecționa din materiale superioare, rezistente la uzare, se simplifică turnarea blocului de cilindri, permite înlocuirea ușoară a cilindrilor uzați și asigură supraviețuirea blocului motor în caz de distrugere sau uzură excesivă a unui cilindru. Suprafața exterioară a cilindrului este udată de fluidul de răcire (apă sau aer), excepție făcând cilindrii demontabili uscați care se montează cu strângere în locașurile din bloc. La cilindrii demontabili umezi, etanșarea se face cu ajutorul unor inele de cauciuc. Pentru asigurarea strângerea etanșe a chiulasei pe conturul cilindrilor umezi este necesar ca la montare să se prevadă un joc de 0,05…0,15 mm.
Cilindrii se confecționează prin turnare din fontă sau oțel cu rezistență mare la uzare la temperaturi înalte.
d) Grupul piston
Parte mobilă a mecanismului bielă-manivelă, grupul piston are următoarele roluri: asigură evoluția fluidului motor în cilindru; închide camera de ardere la partea inferioară; dirijează mișcarea gazelor în cilindru; ghidează piciorul bielei în cilindru; transmite bielei forța de presiune a gazelor; transmite cilindrului reacțiunea normală produsă de bielă; etanșează cilindrul în ambele sensuri și evacuează o parte din căldura dezvoltată prin arderea combustibilului.
Grupul piston se compune din următoarele piese: piston, bolț și segmenți.
Pistonul este o piesă în mișcare, puternic solicitată mecanic și termic. Din această cauză el trebuie să îndeplinească o serie de cerințe funcționale și de durabilitate: rezistență mecanică ridicată la temperaturi înalte și sarcini variabile; densitate redusă; conductibilitate termică ridicată; rezistență la uzare, etc. Din aceste considerente, în funcție de tipul și mărimea solicitărilor, pistoanele se confecționează: din aliaje de aluminiu (siluminiu sau duraluminiu) prin turnare în cochilie sau prin matrițare; din fontă prin turnare în nisip; din oțel prin turnare sau matrițare, sau mixte cu capul din fontă sau oțel și mantaua din aluminiu.
Pistonul se compune din următoarele părți: capul pistonului, regiunea portsegmenți și mantaua (figura 4.5).
a) Capul pistonului are următoarele roluri: asigură evoluția fluidului motor în cilindru; preia presiunea gazelor de ardere; închide camera de ardere și dirijează mișcarea gazelor în cilindru. Pentru a realiza această ultimă cerință, un rol deosebit îl joacă arhitectura capului pistonului care depinde în mare măsură de tipul camerei de ardere.
În cazul motoarelor cu aprindere prin scânteie, capul pistonului poate avea una din următoarele forme: disc, concavă sau bombată. La motoarele cu aprindere prin compresie forma capului pistonului poate fi: plană, tip cupă, mulată după forma jetului sau cu evaziuni în dreptul pistoanelor (figura 4.6).
Figura 4.5 Părțile componente ale pistonului
a b c
d e
Fig. 4.6 Forme constructive pentru capul de piston
a-disc plan; b-concav; c-bombat; d- evazat în dreptul supapelor; e-cupă
Pentru mărirea rigidității, la interior capul pistonului se nervurează în planul de oscilație al bielei.
b) Regiunea portsegmenți este formată din canale pentru montarea segmenților. Canalele pentru montarea segmenților de ungere sunt prevăzute cu niște fante pentru scurgerea uleiului raclat de pe oglinda cilindrului.
c) Mantaua are rolul de a ghida piciorul bielei în cilindru și de a evacua o parte din căldura degajată pe timpul arderii.
Datorită încălzirii, se produce o dilatare a pistonului în urma căreia pistonul primește o formă tronconică, iar într-o secțiune perpendiculară pe axa pistonului, în dreptul umerilor, pistonul ia o formă eliptică (figura 4.8).
Pentru compensarea acestor dilatări, pistonul în stare rece trebuie să aibă un profil longitudinal tronconic în zona portsegmenți (cu diametrul mare în dreptul ultimului segment de ungere), iar în secțiune transversală să aibă un profil eliptic, cu axa mare a elipsei perpendiculară pe axa bolțului.
Compensarea dilatării umerilor mantalei, care apare pe direcția axei lor ca urmare a preluării forței portante, se poate face prin adoptarea mai multor soluții:
– confecționarea pistoanelor de formă eliptică, cu axa mare pe direcție normală la axa bolțului (la motoarele cu aprindere prin compresie și la motoarele în doi timpi);
– executarea unei tăieturi sub canalele segmenților de ungere pentru a împiedica căldura să se deplaseze spre manta (manta rece) (figura 4.7); – la mantaua cu pereți subțiri, tăierea ei în lung (manta eliptică). Pentru a se preveni apariția deformațiilor permanente, uneori se practică o tăietură oblică incompletă prevăzută la un capăt cu un orificiu care împiedică concentrarea tensiunilor;
utilizarea de plăcuțe de oțel fixate în zona umerilor.
Fig. 4.7 Soluții de piston cu manta rece și elastică
a-manta cu tăietură în lung; b-manta cu tăietură oblică incompletă; c-manta cu tăietură în formă de II
Fig. 4.8 Deformarea pistonului datorită încălzirii
Jocul la cald dintre piston și cilindru trebuie să fie: j1 = (0,006…0,008) D în zona capului, pentru prevenirea gripării și j2 = (0,001…0,002) D în regiunea mantăii pentru a preveni bătaia pistonului.
Jocul la rece trebuie să asigure pe timpul funcționării jocurile la cald. Astfel, în cazul pistoanelor de aluminiu j1 = (0,002…0,003) D și j2 = (0,002…0,003) D, iar în cazul pistoanelor din fontă j1 = (0,0003…0,003) D și j2 = (0,001… 0,002) D.
Segmenții au rolul de a etanșa camera de ardere în ambele sensuri, de a evacua căldură (la nivelul regiunii portsegmenți se evacuează 60…75% din căldura pistonului) și de a doza și distribui uniform uleiul pe oglinda cilindrului. După rolul pe care îl îndeplinesc, distingem două tipuri de segmenți:
– segmenții de compresie, care împiedică scăparea gazelor din camera de ardere spre carter (figura 4.9). Au forma unor inele cu o tăietură (fantă) pentru asigurarea montajului în canalele din piston. Există doi sau mai mulți segmenți de compresie. Deoarece la creșterea turației motorului timpul de scurgere a gazelor prin interstițiile segment–canal se micșorează, îmbunătățindu-se etanșarea, la motoarele de turație mare etanșarea camerei de ardere se asigură cu un număr mai mic de segmenți.
Fig. 4.9 Scurgerea gazelor pe lângă segmenți
1,2,3,4-compartimente în cadrul treptei de segment
Primul segment dinspre camera de ardere este cel mai puternic solicitat termic, din care cauză se mai numește și segment de foc. Segmenții de compresie se confecționează din fontă cenușie perlitică cu grafit lamelar, care are bune calități antifricțiune;
– segmenții de ungere, care împiedică trecerea uleiului dinspre carter în camera de ardere. Există 1…2 segmenți de ungere confecționați din tablă de oțel în formă de U cu fante pentru scurgerea uleiului raclat de pe pereții cilindrului în carter.
Cerințele impuse segmenților:
– să se așeze perfect pe oglinda cilindrului și pe flancurile canalelor din piston;
– să aibă elasticitate, care să-l facă să preseze pe cilindru cu o presiune medie elastică pE;
Rosturile s necesare pentru montarea segmenților peste capul pistonului în canale trebuiesc montate defazat pentru realizarea efectului de labirint în scopul limitării scăpărilor de fluid din cilindri la max. 0,2…1%.
Materialele pentru segmenți trebuie să îndeplinească următoarele cerințe:
– să aibă proprietăți bune de alunecare, care să asigure reducerea frecării și evitarea gripajului;
să aibă duritate ridicată pentru creșterea rezistenței la uzare;
să reziste la coroziune;
– să aibă rezistență mecanică și odul de elasticitate mare la temperaturi ridicate.
Cel mai utilizat material pentru segmenți este fonta cenușie perlitică cu grafit lamelar. Acesta are o fază moale (grafitul), care este antigripant, reține uleiul și asigură rezistența la coroziune și o fază tare (perlita) care asigură rezistența la uzare. Dacă această fontă se aliază cu Cr, Cu, Mn, Mo, Ni, Ti, V, crește duritatea materialului, se mențin proprietățile mecanice la temperaturi mari și se favorizează descompunerea cementitei.
La motoarele m.a.c. supraalimentate, segmenții se confecționează din oțel, iar segmentul de foc din oțel grafitizat.
În prezent se utilizează și segmenți din pulberi sinterizate.
Rezultate bune se obțin dacă segmenții se protejează cu straturi superficiale metalice. Astfel protejarea cu un strat moale de Pb, Sn sau Cd asigură îmbunătățirea rodajului, în timp ce cromarea poroasă a segmentului de foc îmbunătățește ungerea acestuia.
Bolțul (axul pistonului) este piesa de legătură dintre piston și bielă, și are rolul de a transmite forța de presiune între ele. El transmite forțe variabile ca mărime și sens, care-l deformează atât după axa longitudinală, cât și în plan transversal (figura 4.10). De regulă bolțul are formă tubulară. La motoarele de turație mare, grosimea pereților este redusă (2…5 mm), în timp ce la motoarele cu aprindere prin compresie, datorită solicitărilor puternice, se confecționează bolțuri cu perți groși (8…13 mm).
Pentru a rezista atât la solicitările de încovoiere și șoc, cât și pentru asigurarea unei rezistențe ridicate la uzare, bolțurile se confecționează din oțeluri carbon de calitate sau din oțeluri aliate cu Cr, Ni, Mn, Mo care se durifică la suprafață prin cementare.
Fig. 4.10 Deformarea bolțului sub efectul forțelor în timpul funcționării.
e) Biela este piesa din cadrul mecanismului motor care transmite forța de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit și servește la transformarea mișcării alternative de translație a pistonului în mișcare de rotație a arborelui cotit.
Biela este compusă din trei părți (figura 4.11):
Fig. 4.11 Părțile componente ale bielei
1-picior; 2-cap; 3-corp
piciorul bielei, în care se montează bolțul pistonului. Pentru reducerea uzurilor, între piciorul bielei și bolțul pistonului se montează o bucșe din material antifricțiune (bronz sau oțel moale). Jocul bolțului în piciorul bielei la montaj trebuie să fie între 0,003…0,005 mm, astfel încât jocul la cald pe timpul funcționării să evite griparea și în același timp să se evite rotirea bolțului atât în piciorul bielei cât și în umerii pistonului. Ungerea îmbinării se face fie sub presiune prin intermediul unui canal practicat în corpul bielei prin care vine uleiul din zona fusurilor manetoane ale arborelui cotit, fie prin barbotaj, situație în care la partea superioară piciorul bielei are prevăzut un orificiu pentru captarea uleiului (figura 4.12).
Fig. 4.12 Soluții constructive pentru ungerea bielei prin barbotaj
– corpul bielei reprezintă partea centrală care face legătura între piston și arborele cotit. Pentru a se obține o masă inerțială cât mai redusă, combinată cu o rigiditate ridicată impusă de solicitările mari la care este supusă biela, corpul bielei are profil dublu T;
– capul bielei, în care se montează arborele cotit. Pentru asigurarea unui regim de ungere hidrodinamic, o bună evacuare a căldurii și o mișcare fără joc a bielei, jocul radial dintre maneton și cuzinetul din capul bielei trebuie să aibă valori cuprinse între (0,0005…0,0015). dM. Capul bielei este secționat, capacul fiind separat de partea superioară a capului după un plan situat la 900 , la 450 și mai rar la 300 sau 600 față de planul de încastrare. Secționarea după un plan oblic se execută când dimensiunea capului în planul de oscilație, nu permite trecerea bielei prin cilindru, la montaj.
Asamblarea bielei cu arborele cotit se face prin intermediul cuzineților. Aceștia sunt piese semicilindrice din bandă subțire de oțel cu grosimea (0,03…0,05). dM care are la interior aplicat unul sau două straturi de material antifricțiune (cuzineți bimetalici, respectiv trimetalici). În vederea menținerii libere a canalelor de ungere din zona fusurilor manetoane, cuzineții se împiedică contra rotirii cu știfturi sau cu proeminențe exterioare. Stratul antifricțiune are în compoziție o fază moale, antigripantă din metale moi, cu punct de topire scăzut (Sn, Pb) și o fază dură care suportă apăsarea transmisă de fus, formată din compuși de sn, Pb, Cu, Al sau Sb. Grosimea minimă a stratului de material antifricțiune este limitată la 0,15…0,25 mm. Cei mai utilizați cuzineți sunt cei pe bază de staniu (babbit), de plumb și de aluminiu, ultimii căpătând o răspândire tot mai mare deoarece au rezistență înaltă la oboseală, suportă presiuni specifice mari și au cost redus.
Datorită solicitărilor ridicate la care este supusă biela: rigiditate superioară, masă și dimensiuni reduse, aceasta se confecționează prin forjare din oțel carbon de calitate, oțel aliat, duraluminiu sau fontă cu grafit nodular. Pentru evitarea apariției concentratorilor de tensiuni corpul bielei se lustruiește, iar pentru creșterea rezistenței la oboseală se ecruisează prin bombardare cu alice. Șuruburile de prindere a capacului bielei se confecționează din oțeluri aliate pentru îmbunătățire cu rezistență mare la rupere (70…80 daN/mm2).
Biela este solicitată de forța de presiune a gazelor la compresiune și flambaj, iar de inerția grupului piston la întindere și compresiune. Pentru evitarea unor deformații periculoase, de regulă se utilizează biele scurte.
f) Arborele cotit transformă mișcarea de translație a pistonului într-o mișcare de rotație și transmite spre utilizare momentul motor dezvoltat de forța de presiune a gazelor prin intermediul roții volante. Totodată, arborele cotit însumează lucrul mecanic produs de fiecare cilindru și-l trimite utilizatorului și antrenează în mișcare unele sisteme auxiliare ale motorului.
Arborele cotit este piesa principală a motorului, atât din punct de vedere funcțional, cât și constructiv. El este o piesă complexă a cărui masă reprezintă 8…15% din masa motorului și al cărui preț de fabricație ajunge la 25…30% din prețul motorului.
Arborele cotit este alcătuit din fusuri de reazem (paliere), fusuri manetoane, brațe de legătură între fusurile paliere și cele manetoane și contragreutăți care servesc la echilibrare. Numărul fusurilor manetoane este egal cu numărul n de cilindri ai motorului, mai puțin la motoarele în V unde sunt n/2 fusuri manetoane. Pe arborele cotit se mai pot găsi: mase pentru echilibrare; roți dințate pentru antrenarea unor sisteme auxiliare; flanșa pentru prinderea volantului; fulie pentru antrenarea ventilatorului și generatorului; rac pentru manivelă, etc. (figura 4.13).
Fig.4.13 Arbore cotit
Arborele cotit este cel mai solicitat organ al motorului. Sub acțiunea presiunii gazelor și a forțelor de inerție, arborele cotit este supus la întindere, compresiune, încovoiere și răsucire, solicitări cu caracter de șoc. Brațele de legătură sunt supuse la oboseală iar fusurile paliere și manetoane la uzare. Din această cauză el se confecționează prin turnare din fontă de calitate (fontă modificată perlitică cu grafit nodular sau fontă aliată cu Cr, Ni, Mo, Cu. Turnarea din aceste materiale prezintă următoarele avantaje:
reducerea consumului de material;
realizarea cu ușurință a formelor tubulare;
realizarea formelor optime cerute de echilibru și de rezistența la oboseală;
materialul are calități antifricțiune datorită grafitului conținut;
amortizează vibrațiile tosionale.
La motoarele puternic solicitate, arborele cotit se confecționează din oțeluri aliate cu Cr, Ni, Mo,V. Obținerea semifabricatului se poate face prin: forjare liberă, forjare în matriță sau prin turnare.
4.2 CALCULUL ELEMENTELOR MECANISMULUI
BIELĂ-MANIVELĂ
4.2.1 Calculul cilindrului de lucru
Calculul în cazul cămășilor amovibile montate presat constă în determinarea interferenței cotelor pentru a obține o anumită presiune de strângere între cilindru și bloc (p = 40…50. 105 N/m²) și o anumită valoare la interiorul și exteriorul cămașii cilindrului și cămașii din bloc.
Grosimea cilindrului se determină considerându-l ca un vas cu pereți subțiri supus la presiune interioară (figura 4.14).
Fig. 4.14 Dimensiunile cilindrului de lucru
Lungimea cămășii de cilindru Lcil se determină din condiția ca atunci când pistonul se găsește la punctul mort inferior el să iasă din cilindru cu o cotă b = 10…15 mm, pentru a-i permite să preia pe manta ulei din ceața ce se formează în carter, pe care să-l ducă apoi pe oglinda cilindrului. Pe baza cotelor din figura 4.14 rezultă:
Lcil = S + Hp – b = 86,4 + 76,95 – 12 = 151 mm
Grosimea cămășii, δcil se determină pe baza relației: δcil = 2,5…5,5 mm. Se adoptă valoarea δcil = 3,5 mm.
4.2.2 Calculul pistonului
Principalele dimensiuni ale pistonului sunt evidențiate în figura 4.15, iar relațiile de calcul sunt prezentate în tabelul 4.1.
Fig. 4.15 Dimensiunile caracteristice ale pistonului
Tab. 4.1
Dimensiunile caracteristice ale pistonului
Valori dimensionale:
Lp = 0,9. 81 = 73 mm hc = 0,04. 81 = 3,24 mm
Lm = 0,65. 81 = 53 mm hc1 = 2 mm
Hc = 0,6. 81 = 49 mm δ = 0,09. 81 = 7 mm
h = 0,09. 81 = 7 mm
Verificarea capului pistonului
Capul pistonului se verifică în ipoteza că acesta este o placă circulară încastrată pe contur, de grosime constantă, încărcată cu o sarcina uniform distribuită, dată de presiunea maximă a gazelor din cilindru.
σf = pgmax .[di/(2. δ)]². 10-6 (4.1)
σf = 532,51 daN/cm2. Corespude, deoarece σaf = 600 daN/cm2
Calculul efortului unitar radial la extremitatea capului pistonului:
σre = 0,75. (pmax – 1)(D/2δ)2 (4.2)
σre = 130,55 daN/cm2
c) Calculul efortului unitar în zona segmenților de ungere:
Pistonul se va verifică la compresiune în zona segmenților de ungere, pentru că forma lui cu găuri în dreptul segmentului de ungere, duce la slăbirea acestei secțiuni:
Aa = p. [(di + 8,4)² – di²] [mm²] (4.3)
Aa =1203,11 mm²
σc = pgmax, p. D². 10-5/(4. Aa) (4.4)
σc = 350 daN/cm2
Efortul unitar admisibil la compresie este σac = 200…400 daN/m2
d) Verificarea mantalei
Pentru verificarea mantalei se face verificarea la uzura a suprafetei pistonului in contact cu cilindrul:
Nmax = 3911 N
Aev = 2487 mm²
p = Nmax/Aev p = 1,488 Mpa
Se admit valori maxime pana la 1,5 MPa
e) Determinarea diametrului pistonului la montaj
Se determină diametrul pistonului la montaj în așa fel încât să se asigure jocul la cald necesar funcționării normale.
Pentru aliaje ale aluminiului:
ap =17,5. 10-6 K-1
Pentru fontă:
ac = 10,7. 10-6 K-1
Pentru răacirea cu apă:
– Tc = 307 K temperatura cilindrului
– Tp = 200 K temperatura pistonului
– To = 288 K
Jocul pistonului la partea superioară:
Δs = 0,184 mm
Jocul pistonului la partea inferioară:
Δi = 0,125 mm
Ds = {D. [1 + αc. (Tc – To)]} – Δs)/[1 + αp. (Tp – To)] (4.5)
Ds = 95,96 mm
Di = {D. [1 + αc. (Tc – To)]} – Δi)/[1 + αp. (Tp – To)] (4.6)
Di = 95,98 mm
4.2.3 Calculul segmenților
Pentru a îndeplinii funcția de etanșare a camerei de ardere, de a regla cantitatea de ulei de pe oglinda cilindrului și de a transmite căldura de la piston la cilindru, calculul segmenților are următoarele obiective:
-stabilirea formei segmentului în stare liberă și mărimea fantei astfel încât să se obțină o epură de presiune variabilă;
-stabilirea dimensiunilor segmentului, astfel încât eforturile unitare care apar la montaj să nu depășească limitele admisibile;
-stabilirea jocurilor la cald pentru a preveni contactul dintre capetele segmentului în timpul funcționării. Se consideră o eficiență normală, dacă presiunea gazelor după ultimul segment reprezintă 3…4% din valoarea presiunii în cilindru, iar volumul de gaze scăpate este cuprins între 0,2…1% din volumul încărcăturii proaspete admise în cilindri. Aceste valori se determină experimental.
a) Presiunea medie elastică
pe = 0,425. E. S0/(3 – gelast). (D/t – 1)3. D (4.7)
pe = 0,29 MPa
pe admite valori in intervalul 0,1…0,4 MPa pentru segmenții de compresie.
E= 1,2. 105 daN/cm2; gelast = 0,196; S0 = 12; b = 3; t=4,6; p=2
Realizarea unei anumite repartiții a presiunii segmentului asupra oglinzii cilindrului impune o curbură variabilă a fibrei medii a segmentului în stare liberă. Trasarea fibrei medii a segmentului în stare liberă se poate face luând în considerație deplasările relative radiale și unghiulare.
Fig. 4.16 Principalele dimensiuni ale segmentului
b) Tensiunea la montarea pe piston
Pentru montarea segmentului pe piston, capetele acestuia se desfac atât cât este necesar pentru a îmbrăaca pistonul. Prin desfacerea segmentului apar eforturi unitare care au valoare maximă în sectiunea opusă fantei
Aceste tensiuni ce apar la montaj trebuie calculate pentru a preveni ruperile.
σ`max = 2. E/p. {[1 – S0/(3 – gelast). π. T]/(D/t – 1)2} (4.8)
σ`max = 213,9 MPa
Valorile admisibile pentru σ’max = 230 MPa
Grosimea radială a
Se obține din relația de calcul a rezistenței cu relația lui Navier:
σ = M/W [N/m2]
cu: – momentul incovoietor maxim al segmentilor: M [N.m]
– modulul de rezistenta al sectiunii: W [m3]
D/a = 0,5 + 0,816. (σα/Km. Pc)1/2 = 21,97 (4.9)
D/a = 22, rezultă: a = D. 22 = 4,6 mm
Înălțimea radială a segmentului:
-pentru segmenții de etanșare: h = (1,5…4) mm. Se adoptă: h = 2,9 mm
-pentru segmenții de ungere: h = (3,5…6,5) mm. Se adoptă: h = 3,8 mm
e) Tensiunea maximă
Înălțimea radială a segmentului:
-pentru segmenții de etanșare: h = (1,5…4) mm. Se adoptă: h = 4 mm
-pentru segmenții de ungere: h = (3,5…6,5) mm. Se adoptă: h = 4,5mm
σmax = 2. kn. E. S0/π. (3 – gelast). (D/a – 1)2 (4.10)
σmax = 294,125 MPa
Tensiunea maximă admisibilă σmax = 300…450 Mpa
Jocul la capetele segmentului în stare caldă:
Δ’3 = 0,0015. D Δ’3 = 0.122 mm
Jocul la capetele segmentului la rece
Δ3= 0,003. D; Δ3 = 0,243 mm
g) c – parametru constructiv al segmentului
c = h. D/(D – a) (4.11)
c = 4. 81/(81 – 4,6) = 4,24
kM – coeficient de calcul. Pentru o distribuție uniformă a presiunii pe segment se ia kM = 2;
pE – presiunea elastică de strângere a segmentului;
pE = Ft/h. Rm (4.12)
Ft = 2,84 daN [Grunw]
Rm = (D – 2. a)/2 = 35,9 mm (4.13)
Rezultă:
pE = Ft/h. Rm = 1,98 daN/cm2
B – parametru fundamental al segmentului
B = c. Rm2. pE/E. I cu E = (16…18). 105 daN/cm2 (4.14)
B = 4,24. 3,592. 1,98/17. 105. 2133. 10-5 = 0,01
I = a. h2/12 = 4,6 .64/12 = 0,02133 cm3 (4.15)
4.2.3 Calculul bolțului pistonului
La alegerea dimensiunilor constructive ale bolțului, se va urmări ca masa și presiunile specifice să fie cât mai mici, iar rigiditatea cât mai mare. Calculele constau în verificarea rezistențelor la uzură, la solicitări mecanice și deformații, și în stabilirea jocurilor de montaj.
Rezistența la uzură se apreciază după mărimea presiunilor specifice în piciorul bielei, și în umerii pistonului. Bolțul se consideră ca o grindă care se sprijină pe două reazeme.
Am optat pentru un bolț flotant care asigură o uzură minimă și uniformă atât pe lungime cât și pe circumferință.
a) Mărimile caracteristice ale bolțului sunt evidențiate în figura 4.17:
Lungimea l = 0,84. D = 68 mm;
Lungimea lb = 0,84. D = 68 mm;
Diametrul deb = 0,26. D = 21 mm;
α = dib/deb = 0,68
Fig. 4.17 Mărimile caracteristice ale bolțului
b) Verificare la uzură
Verificarea la uzură se face calculând presiunile specifice de contact, care caracterizează condițiile de ungere, atât pentru piciorul bielei cât și pentru umeri.
deb = 21 mm
dib = 0,58. deb = 12 mm
Se mai adopta următoarele valori:
lp = 0,3. D = 24,3 mm
j = 1,5 mm
Forța care solicită brațul:
F = π. D2. p. gmax – mp. R. ω2. (1 + λ) (4.16)
F = 16353 N
Presiunea specifică pe piciorul bielei:
pb = F/(db. lb). 105 = 21,86 N/m² (4.17)
pb < pab
Fig. 4.18 Diagrama de forte și momente
Presiunea specifică în locașurile din piston:
pp = F/(deb. (l – lb – 2. j)). 105 = 20,13 N/m² (4.18)
Deoarece materialul bucșei bielei are o rezistență la uzură mai mare decât materialul pistonului, iar ungerea bucșei se realizează mai ușor decât alezajele din piston, lungimea bucșei este mai mică decât a bosajelor.
c) Verificare la incovoiere
Efortul unitar maxim la incovoiere este:
σimax = Fmax. (1 + 0,5. lb + 4.j)/1,2. deb3. [1 – (dib/deb)4] (4.19)
σimax = 416,45 MPa
Efortul minim de incovoiere:
σimin = Fmin. (1 + 0,5. lb + 4.j)/1,2. deb3. [1 – (dib/deb)4] (4.20)
σimin = 1,054 MPa
Calculul efortului unitar mediu și amplitudinea eforturilor unitare
σa = (σimax – σimin)/2 = 207,7 Mpa (4.21)
σm = (σimax + σimin)/2 = 208,75 MPa (4.22)
d) Verificarea la forfecare
Se calculează efortul unitar la forfecare:
τ = 0,85. Fmax. [1 + (dib/deb) + (dib/deb)2]/deb2. [1 – (dib/deb)4] (4.23)
τ = 201,6 MPa
τa = 150…220 Mpa, deci τ se incadreaza in limitele cerute.
Calculul jocului de montaj
Pentru a mentine jocul la cald in limitele recomandate se calculeaza jocul de montaj dintre bolt si locasul sau din piston:
Δ = Δ1 + deb. [αο1. (tb – t0) − αal. (tp – t0)]/[1 + αal. (tp – t0)] (4.24)
unde:
αol – coeficientul de dilatare al materialului bolțului: αol = 12. 10-6 k-1
αal – coeficientul de dilatare al materialului pistonului: αal = 20. 10-6 k-1
tb – temperatura bolțului: tb = 423 K
tp – temperatura pistonului: tp = 450 K
t0 – temperatura mediului ambiant: t0 = 301 K
Rezultă: Δ = -0,022 mm
4.2.4 Calculul bielei
Dimensiuni constructive
Piciorul bielei
Diametrul exterior al piciorului de = 1,45. deb = 30,5 mm
Grosimea radială a piciorului hp = 0,21. deb = 4,4 mm
Grosimea radială a bucșei hb = 0,08. deb = 1,7 mm
deb – diametrul exterior al bolțului
Fig. 4.19 Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei
Capul bielei
Diametrul exterior al capului de = 1,4. dM = 68 mm
Grosimea radială a capului hp = 0,21. dM = 10,2 mm
Grosimea radială a cuzinetului hb = 0,08. dM = 3,9mm
dM – diametrul fusului maneton al arborelui cotit; dM = 0,6. D = 48,6 mm
Verificarea la întindere
Forța de întindere :
Fjp = mp. r. [(π. n)/30]². (1 – λ) (4.25)
Fjp = 5012,34 N
Modulul de elasticitate al materialului bielei : EOI = 2,2. 105 MPa
Aria secțiunii piciorului : Ap = 120 mm²
Grosimea radială a piciorului : hp = 8,25 mm
Lățimea piciorului bielei : a = 34,33 mm
Raza corespunzatoare fibrei medii : rm = 17 mm
Mo = Fjp. rm. (0,00033. Фc – 0,0297) = -2471,8 Nm (4.26)
No = Fjp. (0,572 – 0,0008) = 2863,05 N
Momentul încovoietor și forța normală în secțiunea de încastrare sunt:
Mi = Mo + No. rm. (1 – cos ϕc) – 0,5. Fjp. rm .(sin ϕc – cos ϕc) (4.27)
Mi = 12336,5 N.m
Ni = No. cos ϕc + 0,5. Fjp. (sin ϕc – cos ϕc) (4.28)
Ni = 1991,97 N
Fig. 4.21 Solicitările la întindere din piciorul bielei
Tensiunile în secțiunea de încastrare în fibra interioară și exterioară sunt:
σii = {[-2. Mi .(6. rm – hp)/(hp. (2. rm – hp)] + Kb. Ni}. 1/a. hp (4.29)
σii = 385 MPa
σie = {[2. Mi .(6. rm + hp)/(hp. (2. rm + hp)] + Kb. Ni}. 1/a. hp (4.30)
σie = 350 MPa
cu : Kb=1,1
Tensiunile trebuie sa aiba valori intre 150…450 MPa
Verificarea la compresiune
Fc = π. D2. pmax/4 – Fjp (4.31)
Fc = 43390 N
În piciorul bielei se vor obține niște eforturi unitare de compresiune în fibra interioară și exterioară cu o variație precizată. În secțiunea C-C va apare un
moment încovoietorM’c (figura 4.22).
Fig. 4.22 Solicitările la compresiune din piciorul bielei
M’o = Fc. rm. 0,0011 = 811,387 N.m (4.32)
N’o = Fc. 0,003 = 130,169 N
Nc = N`0. cos ϕc + Fc.[sin cos ϕc/2 – (sin ϕc) .ϕc/π – (cos ϕc)/π] (4.33)
Nc = 577,83 N
Mc = M`0 + N0. rm. (1 – cos ϕc) – Fc.[sin ϕc/2 – (sin ϕc) .ϕc/π – (cos ϕc)/π] (4.34)
Mc = -6798,96 N.m
Eforturile de compresiune în piciorul bielei vor fi:
-în fibra exterioară:
σce = (1/hp). [2. Mc. (6. rm + hp)/hp. (2.rm + hp) + kov. Nc] (4.35)
σce = 250 MPa
-în fibra interioară:
σci = (1/a. hp). [-2. Mc. (6. rm – hp)/hp. (2.rm – hp) + kov. Nc] (4.36)
σci = 312 Mpa
Tensiunile de comprimare au valori admisibile in intervalul: 150…300 MPa
Calculul deformatiei
Piciorul bielei este supus deformației sub actiunea forței de inerție astfel:
EOI = 2,2. 105 N/mm²
I = (a. hp .3)/12 I = 1606,4
δ = 8. Fjp. Rm3.( ϕc – 90)2/106. EOI. I (4.37)
δ = 0,004 mm
Corpul bielei
Fig. 4.20 Dimensiunile caracteristice ale corpului bielei
B = 0,75 H; Bp = 11 mm; Bc = 13,2 mm
a = 0,167 H; ap = 2,45 mm; ac = 2,9 mm
h = 0,0666 H; hp = 9,8 mm; hp = 11,8 mm
e = 0,583 H; ep = 8,6 mm; ec = 10,3 mm
Hp = 0,7 deb = 14,7 mm;
Hc = 1,2 Hp = 17,6 mm;
Calcul la intindere si compresiune
Calculul corpului bielei se face în două secțiuni : secțiunea mediană I-I, iar dacă secțiunea variază pronunțat în lungul corpului bielei, se va face și calculul pentru secțiunea II-II.
Corpul bielei este solicitat la întindere, compresiune și flambaj.
Efortul unitar de întindere se calculeaza astfel :
mj =(m1b + mp); mj =0;625 kg
Pentru sectiunea I-I:
F = -mj. r. (π.n/30)2. (1 + λ) (4.38)
F=-8950.61 N
Fcp=39451.4 N
A=294 mm² -aria sectia care se calculeaza
Efortul unitar de compresiune si efortul unitar de intindere se calculeaza astfel:
σc=Fcp/A=98.15 Mpa
Tab. 4.1
Relații de calcul dimensional
Elemente de calcul:
Fig. 17 Dimensiunile caracteristice ale unui cot al arborelui cotit
1-rezervor de combustibil; 2-conductă de colectare; 3-injector; 4-conductă de înaltă
Fig. 31 Injector închis cu comandă hidraulică
1-corp; 2-pulverizator; 3-piuliță de fixare; 4-ac; 5-tije; 6-arc; 7-șurub de reglare; 8-piuliță; 9-contrapiuliță; 10,11-discuri; 12-capac; 13,15-garnituri; 14-filtru; 16,18-canale; 17-racord; 18-canal; 19-știft; 20-camera pulverizatorului; 21-racord
BIBLIOGRAFIE
1. Abăităncei, D. ș.a. – Motoare pentru automobile și tractoare-vol 2 Construcție și tehnologie, E.T. București, 1980.
2. Buzdugan, Gh. B – Rezistența materialelor, E.T. București, 1980.
3. Grunwald, B. – Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere, E.D.P. București, 1980.
4. Hălăciugă, I. – Repararea automobilelor, Editura Mirton, Timișoara, 2004;
5. Macarie, T,N – Automobile – EdituraUniversității din Pitești, 2003
6. Poțincu, Gh. Ș.a. – Automobile – Editura Didactică și pedagogică, București 1980
7. Racotă, R., Bădescu, N., Dumitrescu, V. – Motoare pentru autovehicule rutiere – Îndrumător de proiectare, Litografia Universității din Pitești, 1990.
8. Racotă, R. – Notițe de curs – anul universitar 1994-1995.
9. Racotă, R. – Construcția motoarelor pentru automobile – îndrumător de laborator, Litografia Universității din Pitești, 1995.
10. Rădoi,M. ș.a –Recondiționarea pieslor – Editura tehnică, București1986
11. Tabacu, Șt. ș.a. – Dinamica autovehiculelor – Îndrumător de proiectare, Editura Universității di Pitești, 2004
12. Tănase, F. ș.a – Tehnologia reparării automobilelor – Editura didactică și pedagogică, București 1983
13. Untaru, M ș.a. – Dinamica autovehiculelor pe roți – Editura didactică și pedagogică, București 1981
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: DOMENIUL: INGINERIA AUTOVEHICULELOR SPECIALIZAREA: AUTOVEHICULE RUTIERE FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT: cu frecvență LUCRARE DE DIPLOMĂ ÎNDRUMĂTOR ȘTIINȚIFIC… [308338] (ID: 308338)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.