Licenta Sinziana 2018 [604046]
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
1
A. STUDIUL DINAMIC AL AUTOMOBILULUI
1. STUDIUL SOLUȚIILOR SIMILARE ȘI AL TENDINȚELOR DE
DEZVOLTARE
Utilizarea autoturismului proiectat se face pe diverse drumuri, în limite foarte largi de
variație a vitezei de deplasare și a greutății încărcăturii transportate. În aceste condiții,
autopropulsarea automobilului, datorată energiei mecanice primite de roțile motoare de la motorul
automobilului, este posibilă când se realizează concordanță între necesarul de momente și puteri,
ofertă făcută de motor. Interfața dintre sursa de energie (motor) și utilizatorul energiei (roata
motoare) este constituită de transmisie.
Clasificarea autoturismelor se face după o serie de criterii, din tre care mai des
întâlnite sunt următoarele:
după forma caroseriei : cu caroserie închisă, cu caroserie deschisă și cu caroserie
decapotabilă;
după capacitatea cilindrică a motorului: de la motoare de foarte mic litraj până la motoare
de capacități mari și foarte mari ;
după tipul motorului: cu motor termic : cu aprindere prin scânteie (cu injectie indirectă
multipunct sau cu injecție directa) , cu aprindere prin comprimare sau cu motor electric;
după capacitatea de trecere: care caracterizează capacitatea au tomobilului de a se deplasa
pe diferite categorii de drumuri sau în teren, în afara drumurilor, se deosebesc: cu capacitate
normală de trecere, cu capacitate mărită de trecere (pot circula și în afara drumurilor neamenajate).
1.1. STUDIUL SOLUȚIILOR SIMI LARE
Pentru abordarea proiectării unui nou tip de autoturism, ținând seama de datele impuse prin
temă, care precizează particularități legate de destinația și 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 cele ale autoturismului cerut.
Literatura de specialitate cuprinde, pentru fiecare categorie de autoturisme, informații legate
de organizarea generală, de modul de dispunere a moto rului și punților motoare, de organizarea
transmisiei etc. De asemenea, sunt date principalele dimensiuni geometrice, greutatea utilă și
proprie, tipurile sistemelor de direcție și frânare, tipul suspensiei etc.
Analizând toate aceste informații și având în vedere tendințele de dezvoltare pentru fiecare
categorie de autovehicul, se pot stabili printr -o metodă de studiu comparativă, ca punct de plecare
de la datele inițiale din tema de proiectare, caracteristici constructive și de utilizare necesare
calculu lui de predimensionare, cum ar fi: organizarea generală, amenajarea interioară, dimensiunile
geometrice, greutatea autovehiculului și repartizarea sa pe punți, alegerea pneurilor, etc.
Pentru exemplificare, în tabelele urmatoare se prezintă, pentru segmen tul autoturismelor cu
4-5 locuri și viteză maximă Vmax=180 km/h, principalii parametrii constructivi și ai
performanțelor pentru un număr de 11 autoturisme.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
2
Fig.1.1 – Dimensiunile generale ale unui autovehicul
Tab.1.1 –Parametrii constructivi autovehic ule similare Marci si modele
Solutia de organizare
Ampatament
[mm]
Ecartament fata
[mm]
Ecartament spate
[mm]
Lungime
[mm]
Latime
[mm]
Inaltime
[mm]
Masa totala
[kg]
Viteza maxima
[km/h]
Anvelope
Dacia Sandero
Stepway Totul
fata 2589 1497 1486 4080 1757 1533 1098 168 205/55 R16
Ford Fiesta Totul
fata 2493 1429 1384 4040 1735 1476 1060 170 195/55 R16
Citroen DS3 1,2 Totul
fata 2426 1468 1471 3948 1715 1458 1145 190 175/70 R14
Audi A1 Totul
fata 2469 1477 1471 3973 1746 1422 1060 177 185/60 R15
VW Polo Totul
fata 2548 1499 1483 4053 1751 1461 1190 200 185/65 R15
Seat ibiza SC Totul
fata 2469 1465 1457 4043 1693 1428 1065 197 185/60 R15
Citroen C3 Totul
fata 2539 1483 1480 3996 1749 1490 980 165 205/55 R16
Peugeot 208 XY
1,2 Totul
fata 2538 1470 1467 3973 1829 1460 960 175 185/65 R15
Mini Clubman Totul
fata 2670 1564 1565 4253 1800 1441 1300 205 205/55 R16
SMART –
Roadster Totul
fata 2360 1357 1392 3427 1615 1192 790 175 185/55 R15
SKODA Citigo Totul
fata 2420 1428 1424 3563 1645 1478 929 171 175/65 R14
Autovehicul
proiectat Totul
fata 2589 1497 1486 4080 1757 1533 1098 180 205/55 R16
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
3
Tab.1.2 –Parametrii constructivi ai motoarelor ce echipeaza autovehiculele similare și performanțele lor Marci si modele
Numar cilindri
Cilindree
[cm3]
Cilindree unitara
[cm3]
Alezaj
[mm]
Cursa
[mm]
S/D
Raport de
comprimare
Putere max
[kW]
nP
[rpm]
Cuplu motor termic
[Nm]
nM
[rpm]
pme
[MPa]
wp
[m/s]
Dacia Sandero
Stepway 3 898 299 72,2 73,1 1,01 9,5 66 6200 135 2500 1,42 15,11
Ford Fiesta 3 999 333 71,9 82 1,14 10 92 6000 200 1400 1,84 16,40
Citroen DS3 1,2 3 1199 399 75,0 90,5 1,20 11 81 5500 205 1500 1,47 16,59
Audi A1 3 999 333 74,5 75,4 1,01 10,5 70 5000 160 1500 1,68 12,57
VW Polo 3 999 333 74,5 76,4 1,02 10,5 81 5000 200 2000 1,95 12,73
Seat ibiza SC 3 999 333 74,5 76,4 1,02 10,5 51 5400 112 3000 1,13 13,75
Citroen C3 3 1199 399 75,0 90,5 1,20 11 71 5500 205 1500 1,29 16,59
Peugeot 208 XY
1,2 3 1199 399 75,0 90,5 1,20 11 82 5500 206 1500 1,49 16,59
Mini Clubman 3 1499 499 82,0 94,6 1,15 11 100 4500 220 1250 1,78 14,19
SMART –
Roadster 3 698 232 66,5 67 1,00 9 82 5250 110 2250 2,69 11,73
SKODA Citigo 3 999 333 74,5 76,4 1,02 9,5 75 6200 95 3000 1,45 15,79
Motor proiectat 3 965 321,7 73,8 75,2 1,02 10 82,04 5800 174,7 2400 1,76 14,55
Din punctul de vedere al soluției de organizare, toate automobilele similare adoptă un motor
amplasat în față – transversal, construcția adaptându -se cel mai bine la cerințele de spațiu și
compactitate.
Dimensiunile generale ale autoturismului meu comparativ cu dimensiunile autovehiculelor
similare sunt următoarele:
Lungimea automobilului reprezintă distanța dintre 2 plane perpendiculare pe planul
longitudinal de simetrie al automobilului și tangente la acesta în punctele extreme din față și din
spate.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
4
Fig.1.2. Lungimea autovehiculelor
Lățimea vehiculului reprezintă distanța între 2 plane paralele cu planul longitudinal de
simetrie al vehiculului, tangente la acesta de o parte și de alta. Toate organele laterale ale
vehiculului fixate rigid cu excepția oglinzilor retrovizoare, sunt cuprinse în aceste plane.
Fig.1.3.Lăț imea autovehiculelor
Dacia Sandero
Stepway
Ford Fiesta
Citroen DS3 1,2Audi A1VW PoloSeat ibiza SC
Citroen C3Peugeot 208 XY 1,2Mini Clubman
SMART -RoadsterSKODA CitigoAutomobilul meu
3200340036003800400042004400
0 2 4 6 8 10 12 14[mm]Lungime a
Dacia Sandero
Stepway
Ford Fiesta Citroen DS3 1,2Audi A1VW Polo
Seat ibiza SCCitroen C3Peugeot 208 XY 1,2
Mini Clubman
SMART -RoadsterSKODA CitigoAutomobilul meu
160016501700175018001850
0 2 4 6 8 10 12 14[mm]LățimeaValoarea medie
Valoarea medie
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
5
Înălțimea vehiculului reprezintă distanța dintre planul de sprijin și un plan orizontal tangent
la partea cea mai de sus a vehiculului pregătit de plecare în cursă, fără încărcătură utilă cu pneurile
umflate la presiunea corespunzătoare masei totale admise .
Fig.1.4.Înălțimea autovehiculelor
Ampatamentul este distanța dintre axele geometrice ale punților automobilului.
Fig.1.5. Ampatamentul autovehiculelor
Dacia Sandero
Stepway
Ford Fiesta
Citroen DS3 1,2
Audi A1VW Polo
Seat ibiza SCCitroen C3
Peugeot 208 XY 1,2
Mini ClubmanSKODA CitigoAutomobilul meu
14001420144014601480150015201540
0 2 4 6 8 10 12 14[mm]Înălțimea
Dacia Sandero
Stepway
Ford Fiesta
Citroen DS3 1,2Audi A1VW Polo
Seat ibiza SCCitroen C3
Peugeot 208 XY 1,2Mini Clubman
SMART -RoadsterSKODA CitigoAutomobilul meu
230023502400245025002550260026502700
0 2 4 6 8 10 12 14[mm]Ampatament ul
Valoarea medie Valoarea medie
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
6
Ecartamentul reprezintă distanța dintre centrele petelor de contact ale pneurilor cu solul.
Fig.1.6.Ecartamentul față al autovehiculelor
Fig.1.7.Ecartamentul spate al autovehiculelor
În continuare, pe baza datelor din tabel, s -a extins studiul de analiză comparativă pentru o
serie de criterii definite cu ajutorul performanțelor energetice ale motoarelor.
În figura 1.8. este prezentat ca mărime de interes raportul P max/Ma dintre puterea maximă
dezvoltată de motorul autovehiculului, Pmax și masa totala a autovehiculului, M a. Valoarea medie a Dacia Sandero
Stepway
Ford FiestaCitroen DS3 1,2Audi A1VW Polo
Seat ibiza SCCitroen C3
Peugeot 208 XY 1,2Mini Clubman
SMART -RoadsterSKODA CitigoAutomobilul meu
1300135014001450150015501600
0 2 4 6 8 10 12 14[mm]Ecartament ulfață
Dacia Sandero
Stepway
Ford FiestaCitroen DS3 1,2Audi A1VW Polo
Seat ibiza SCCitroen C3
Peugeot 208 XY 1,2Mini Clubman
SMART -RoadsterSKODA CitigoAutomobilul meu
136013801400142014401460148015001520154015601580
0 2 4 6 8 10 12 14[mm]Ecartament ulspateValoarea medie
Valoarea medie
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
7
acestui parametru este de peste 51 [W/kg], îmbunătățirea performanței de motorizare făcându -se
prin creșterea valorii acestui parametr u.
Fig.1.8. Raportul dintre puterea maximă și masa autovehiculelor
O altă mărime folosită este prezentată în figura 1.9. raportul v max/Ma, dintre viteza maximă
pe care o atinge autovehiculul, vmax și masa proprie a autovehiculului, Ma ofera indici asupra
performanțelor dinamice de viteză maximă ale autoturismelor similare, arătând cu ce viteză este
propulsat fiecare kg din masa autoturismului.
Fig.1.9. Raportul dintre viteza maximă și masa autovehiculelor Dacia Sandero
StepwayFord Fiesta
Citroen DS3 1,2
Audi A1VW Polo
Seat ibiza SCCitroen C3Peugeot 208 XY 1,2Mini ClubmanSMART -Roadster
SKODA CitigoAutomobilul meu
0,0300,0350,0400,0450,0500,0550,0600,0650,070
0 2 4 6 8 10 12 14[kW]/[kg]Pmax/Ma
Dacia Sandero
StepwayFord FiestaCitroen DS3 1,2
Audi A1VW PoloSeat ibiza SC
Citroen C3Peugeot 208 XY 1,2
Mini ClubmanSMART -Roadster
SKODA Citigo
Automobilul meu
0,090,10,110,120,130,140,15
0 2 4 6 8 10 12 14[m/s]/[kg]Vmax/MaValoarea medie
Valoarea medie
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
8
1.2. TENDINȚE DE DEZVOLTARE A CATEGORIEI DE AUTOVEHICULE ANALIZATE
După cum se poate obeserva și în figura 1.10. , înmatriculările de autovehicule noi au o
tendință de creștere constantă.
Fig.1.10 Procentaj creștere vânzări autovehicule de transport persone in 2015 raportat la anul 2013
[Sursă: International Council on Clean Transportation Europe ]
De-a lungul ultimilor ani, transportul rutier de persoane a înregistrat unele progrese
semnificative în ceea ce privește dezvoltarea acestuia pe baza tehnologiilor alternative. Metode de
stocare a energiei, tehnologia celulelor de combustibil precum și sis temele de propulsie electrică,
toate acestea par a fi gata pentru a -si găsi un loc important pe piața auto, însă motorul cu ardere
interna continuă să fie parte importantă a transportului de persoane și bunuri.
Ca urmare a cerinței scăderii consumului de combustibil și a normelor din ce în ce mai
stricte privind emisiile poluante în sectorul autovehiculelor ușoare și grele, motorul cu ardere
interna suferă drastice modificări suferind o evoluție semnificativă . În această situație, se dezvoltă
noi tehnolog ii la o scară fără precedent spre limitele teoretice de funcționare ale motorului. Se
încearcă îmbunătățirea considerabilă a randamentelor motoarelor prin cercetarea continuă a
proceselor fundamentale ale motorului, programe de calcul de înaltă performanță și adoptarea unor
tehnici avansate de producție în întreaga industrie.
Motorul cu ardere internă a cunoscut o evoluție remarcabilă în secolul trecut. Înainte de
1970, dezvoltarea motorului s -a făcut fară a se ține cont de poluare și consumul de combustib il,ci
numai de creșterea performanțelor. În ultimii anii, imperativ a fost necesitatea de a răspunde noilor
norme de emisii și reglementări privind economia de combustibil, întrucât poluarea a crescut
semnificativ, iar încălzirea globală își face simțită prezența tot mai mult. În acest scop s -au făcut
îmbunătățiri în tehnologiile motoarelor, senzori, actuatori și unități electronice de control al
motorului. Această combinație de tehnologii permite un control fără precedent al procesului de
ardere, care, la rândul său, va permite implementarea arderii la temperaturi joase și alte strategiilor
avansate, precum și îmbunătățirea robusteții și flexibilității tipului de combustibil. Astefel, se pot
crea motoare care îmbină caracteristicile cele mai bune ale celor două tipuri de motoare cu ardere
internă: cu aprindere prin scânteie (MAS) sau cu aprindere prin comprimare (MAC) pentru a se
obține performanțe cât mai bune și totodată să se respecte normele de poluare și consum în vigoare.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
9
Tehnica construcției de auto turisme s -a perfecționat permanent, urmărindu -se îmbunătățirea
performanțelor de dinamicitate și frânare, de economicitate, de confort și securitate rutieră .
Domeniile de acțiune s -au extins asupra tuturor părților componente și s -a încercat aplicarea
celor mai noi și eficiente soluții de îmbunătățire a acestora. Partea acustică a motoarelor a primit
îmbunătățiri, nivelul zgomotului fiind redus și la turații mari. Comparativ cu motoarele din trecut, în
funcție de regimul de funcționare al motorului, zgomo tul a fost redus cu până la 50%. Trendul
general în mediul ingineriei este de a îmbunătății cutiile de viteze (crearea unui număr mare de
rapoarte de transmitere), reducerea încărcării motorului de către accesorii prin intermediul
managementului inteligent al accesoriilor, hibridizarea vehiculului, îmbunătățirea sistemului de
management al bateriei.
Sistemul de management al bateriei este proiectat pentru a corespunde performanței,
fiabilității bateriilor, sistemelor de monitorizare si management. În scopu l de a extinde durata de
funcționare a bateriei și pentru a reduce costurile, proiectarea si testarea de noi baterii și subsisteme
biochimice avansate ar putea permite bateriile să funcționeze la temperaturi extreme și obtinerea
reducerii greutatii și cost ului.
Sistemul Stop & Start oprește în mod automat motorul termic, fără intervenția
conducătorului auto, când automobilul staționează. Scopul acestui sistem este reducerea consumului
de combustibil și implicit a emisiilor de CO2 (bioxid de carbon), prin o prirea motorului în fazele de
mers încet în gol (ralanti). Pentru a rezista sis temul electronic la un număr ridicat de opriri și
porniri, bateria se ranforsează, alternatorul clasic se înlocuiește cu unul pilotat.
Fig.1.11.Automobile noi cu sisteme Stop & Start
Downsizing și supraalimentare. Prin reducerea cilindreei unui motor cu ardere internă,se
reduc pierderile prin frecare, odată cu reducerea numărului de cilindri. De asemenea, prin utilizarea
unui motor cu downsizing se reduce masei vehiculului ș i a consumului de combustibil. Această
soluție este din ce în ce mai utilizată fiind completată și de un agregat de supra alimentare care
recupereaza ene rgia gazelor de evacuare și creș te astfel putere, momentul motor maxim și
randamentul total al motorului . Un motor cu cilindree redusa si supraalimentat are potentialul de a
obtine aceleasi performante ca un motor aspirat cu cilindree mai mare, cu avantajul unei scăderii
semnificat ive a consumului de combustibil.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
10
Fig.1.12. Motor MAC supraalimentat
Injecția directă de combustibil în cilindru necesită presiuni relativ ridicate, în jur de 40 –
130 bari. Comparativ, la un sistem de injecție indirectă presiunile se situează în jurul valorii de 4
bari. Presiunile mari sunt necesare pentru ca jetul de comb ustibil să aibă penetrația corespunzătoare
în cilindru și pentru ca pulverizarea și evaporarea să fie cât mai eficiente. Cu toate acestea nu se
poate crește mai mult presiunea de injecție pentru a avea o pulverizare și mai bună deoarece crește
probabilitat ea ca jetul să aibă o penetrație foarte mare și să atingă pereții cilindrului sau capul
pistonului.
Fig.1.13. Injecție directă
Aprinderea cu comandă electronică este o variantă des întâlnită, atât datorită influenței
benefice asupra consumului de comb ustibil, prin realizarea avansului la aprindere după legea
optimă, cât și bunelor rezultate antipoluante
Distribuț ie variabilă. Potrivit producătorilor, un motor cu sistem de distribuție variabilă,
comparativ cu un motor cu distribuție fixă, poate reduce semnificativ consumul de combustibil, iar
emisiile de CO2 cu aproximativ 25%. Avantajele utilizării sistemului de distribuție variabil ă sunt:
sistem de control al supapelor mai compact
îmbunătățirea comportării motorului la diferite regimuri (pornire, sarcini parțiale, accelerări)
reducerea emisiilor de hidrocarburi (HC) cu până la 40%, a oxizilor de azot (NOx) cu 60%
creșterea cuplului motor cu aproximativ 15%
Sistemul de distribuție cu acționare hidraulică, numit UniAir, controlează atât fazele de
deschidere cât și înălțimea de ridicare a supapelor, eliminand astfel clapeta obturatoare care
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
11
genereaza pierderi prin pompaj. Datorita gradului mare de flexibilitate al deschiderii supapelor,
calculatorul de injecție conține o serie de strategii de control , activate în funcție de regimul de
funcționare al motorului.
Fig.1.14. Sistemul de distribuție UniAir – moduri de funcționare
Full Lift (ridicare totală)
Pentru regimul de putere maximă supapa de admisie se deschide până la înălțimea maximă,
urmărind profilul camei. În acest mod de funcționare se obține puterea maxima la turații ridicate.
EIVC – Early Intake Valve Closing (închidere cu avans a supapei de admisie)
La turații joase, pentru a obține un cuplu ridicat, supapa electrohidraulică est e deschisă
înainte de sfârșitul acționării camei, ceea ce conduce la o închidere cu avans a supapei de admisie.
Acest mod de funcționare elimină curgerea inversă a gazelor proaspete, înapoi în galeria de admisie
și maximizează cantitatea de aer admisă în c ilindri i motorului .
Partial Load (sarcini parțiale)
În domeniul sarcinilor parțiale supapa electrohidraulică este de asemena acționată mai
devreme, ceea ce conduce la o închidere cu avans a supapei de admisie. Prin acest mod de acționare
se poate control a cantitatea de aer din cilindri în funcție de cuplul cerut de la motor.
Fig.1.15.Sistemul de distribuție UniAir – regimuri de funcționare [Sursă: MTZ ]
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
12
LIVO – Late Intake Valve Opening (deschidere cu întârziere a supapei de admisie)
De asemenea, în timpul acționării camei, supapa electrohidraulică poate fi deschisă, ceea ce
conduce la o ridicare parțială și cu întârziere a supapei de admisie. Astfel, se controlează cantitatea
de aer ce intră în cilindri precum și turbulența acestuia, obținându -se o t urație de ralanti redusă și
stabilă.
Multilift (ridicări multiple)
Strategiile de control pentru sarcini parțiale și pentru deschidere întârziată se pot combina
într-o singură strategie ce are ca rezultat deschiderea multiplă a supapei pe ciclul de admisie. Prin
acest mod de funcționare se optimizează turbulența în cilindri, fenomen ce are un impact pozitiv
asupra procesului de ardere.
Tab.1.3. Evoluția motoarelor cu ardere internă
Emisii CO2 / consum de combustibil ♦ mai mic cu 25% pe motoarele turbosupraalimentate , cu cilindree
redusă, la aceeași putere
♦ mai mic cu 10%, pe motoare aspirate, cu aceeași cilindree
Cuplul motor la turații mici ♦ mărit cu 15%
Cuplul motor maxim ♦ mărit cu 10%
Puterea maximă ♦ mărită cu 10%
Emisii poluante pe ciclu NEDC ♦ reduse cu 60% pentru oxizi de azot (NOx), funcționare ca EGR intern
♦ reduse cu 40% pentru monoxid de carbon (CO) și hidrocarburi (HC)
Manevrabilitate
Plăcerea d e a conduce ♦ răspuns rapid la accelerații
♦ "turbo -lag" redus, la motoarele turbosupraalimentate
Transmisia automobilului. Rolul transmisiei unui automobil este de a adapta forța de
tracțiune produsă de propulsor (motor) în funcție de încărcarea automobilului, cerințele
conducătorului auto, suprafața căii de rulare și de condițiile de deplasare. Transmisia autoturismelor
a fos t și este obiectul unor continue cercetări urmărindu -se, prin soluțiile constructive propuse, o cât
mai bună corelare între momentul motor activ și cel rezistent, reducerea consumului de combustibil,
sporirea siguranței și confortului de conducere. Se cons tată că, pe lângă cutiile de viteze mecanice,
o folosire deosebită o au cutiile de viteze robotizate și cele automate .
Transmisiile manuale automatizate păstrează randamentul mecanic ridicat al transmisiilor
manuale, în timp ce comfortul conducătorului a uto se îmbunătățește deoarece schimbarea treptelor
se face automat. În ceea ce privește costul, o transmisie manuală robotizată este mai ieftină decât o
transmisie automată ( AT) sau cu dublu ambreia j (DCT ).
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
13
Fig.1.16 . Cutia de viteze (transmisia) automată 8HP
1- mecanism planetar 4; 2 -ambreiaje multidisc; 3 -mecanisme planetare 1,2 și 3
4-frâne multidisc; 5 -hidrotransformator; 6 -modul mecatronic
Sistemul de frânare. Capacitatea de frânare a unui automobil are o importanță deosebită,
deoarece determină direct securitatea activă a automobilului și posibilitatea de utilizare integrală a
vitezei și accelerației acestuia în timpul exploatării. În timpul frânării, o parte din energia cinetică
acumulată de automobil se transformă prin frecare în căldură, iar o parte se pierde pentru învingerea
rezistențelor la rulare.
Fig.1. 17. Teste de anduranță efectuate asupra sistemului de frânare
Sistemul ABS (Antilock Braking System), este sistemul ce previne blocarea roților la
frânare puternică, atunci când roțile autovehiculului tind sa se oprească brusc din rostogolire, facând
parte din categoria sistemelor de siguranță activă. Blocarea roților pe drum fără aderență sau cu
aderență scăzută poate face ca autovehiculul să nu mai poată fi menținut pe traiectorie de către
conducătorul auto , iar avantajul acestui sistem este că permite man evrarea în siguranță a
automobilului în situația în care roțile tind să se blocheze la frânare puternică. De asemenea,
distanța de frânare este diminuată considerabil.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
14
Fig.1.18 .Funcționarea sistemului ABS
Sistemul ESP asigură stabilitatea automobilului și menținerea direcției dorite de rulare, în
situațiile critice (pierderea aderenței), prin intervenția rapidă asupra sistemului de frânare și a
cuplului generat de grup ul moto -propulsor. La deplasarea cu viteză în timpul virajelor, mai ales în
cazul în care suprafața de rulare are aderență scăzută, automobilul poate subvira și părăsi calea de
rulare. Pentru corectarea subvirării sistemul ESP frânează roata dreapta spate. Astfel se creează
un moment de girație suplimentar care aduce automobilul pe direcția de virare dorită.
Fig.1.19 . Funcționarea sistemului ESP
Prin intermediul sistemului de faruri adaptive AFL , se realizează un progres în ceea ce
privește tehnologia de iluminare inteligentă. În funcție de secțiunea de drum șicondițiile de
vizibilitatenoua generație de faruri adaptive reglează automat fasciculul farurilor cu +/ – 15°.Acest
sistem este controlat de mișcarea volanului și de viteza aut ovehiculului. Funcția de iluminare pe
autostradă mărește raza de acțiune a farurilor pentru a asigura o călătorie relaxantă.
Fig.1.20. Functionarea farurilor AFL
Sistemul de avertizare asupra presiunii din pneuri. Presiunea aerului din pneuri are o
importanță deosebită asupra siguranței active a automobilului. Dacă presiunea din pneurile unui
autovehicul nu se află în limitele specificate de constructor, în t impul rulării, acestea se vor deforma
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
15
excesiv, temperatura lor vva crește, aderenț a transversală se va reduce . În cazuri extreme, mai ales
dacă pneul este la limita duratei de viață, acesta se poate dezintegra. De asemenea, o presiune prea
mică în pneuri determină instabilitate în viraje. În plus, pe suprafețe umede distanța de frânare până
la oprire, crește considerabil.Sistemul de avertizare a presiunii din pneuri este format dintr -o serie
de senzori montați în valva acestora, ce transmit informații către indicatorul de pe bord care se
aprinde atunci când nivelul presiunii scade cu 15% sub nivelul minim recomandat.
Fig.1.2 1. Sistem de avertizare asupra presiunii din pneuri
Caroseria este, în totalitate, integral autoportantă. Cercetările și încercările efectuate au
condus la realizarea unor caroserii având coeficienți aerodinamici tot mai coborâți. Rigiditatea
caroseriei, care este un factor important în ameliorarea ținutei de drum, a fost mult îmbunătățită prin
utilizarea oțelurilor de înaltă rezistență, cu o limita de elasticitate ridicată. S -au luat măsuri de
reducere a greutății proprii, prin înlocuirea tot mai accentuată a pieselor din metal cu piese din
material plastic. Habitac lul a fost studiat și construit pentru a oferi pasagerilor condiții foarte bune
de confort. Postul de conducere a devenit mai funcțional, conducătorului oferindu -i-se tot mai multe
informații despre comportarea, starea sau funcționarea unora din componente le autoturismului.
Caroseriile au fost insonorizate, ceea ce a permis reducerea zgomotului la un nivel tot mai
scăzut. S -au generalizat caroseriile cu două sau trei volume, în funcție de modelul autoturismului.
Fig. 1.22..Curgerea aerului pe sub autovehiul.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
16
2. ALEGEREA PARAMETRILOR PRINCIPALI AI AUTOVEHICULULUI
2.1.SOLUȚIA DE ORGANIZARE GENERALĂ ȘI AMENAJARE INTERIOARĂ
Ținând cont de soluțiile similare, extrase din literatura de specialitate și având în vedere
tendințele de dezvoltare, se adoptă soluția de organizare generală a autovehiculului, soluția de
organizare a transmisiei și a sistemelor și amenajarea interioară.
Astfel pentru autovehiculul proiectat, ținând cont de domeniul de utilizare al acestuia, atât în
mediul urban , cât și în cel interurban, organizarea transmisiei autovehiculului, constituie problema
fundamentală de concepție constructivă.
Pe baza acestei organizări se stabilește caracterul în mișcare și în același timp limitează
posibilitatea de dezvoltare și de amplasare a celorlalte componente ale autovehiculului.
Modul de dispunere a echipamentului de tracțiune
Acesta are o mare influență asupra stabilității și repartiției masei pe punți. Se constată
tendința manifestată pe plan mondial ca motorul să fie dispus în fa ță transversal.În conformitate cu
destinația automobilului, se adoptă ca soluție de dispunere a grupului motopropulsor soluția totul
față, motor amplasat transversal.
Avantajele soluției „totul -față”:
▪ legături simple și scurte între organele de comandă și grupul motor – transmisie;
▪ permite realizarea unui portbagaj spațios;
▪ sistemul de racire este simplificat, asemanator ca la soluția clasică;
▪ efectul accidentelor frontale este mai redus asupra pasagerilor, deoarece energia de impact
este absorbită de grupul motor – transmisie;
▪ stabilitatea ridicată în viraj.
Dezavantajele soluției „totul -față”:
▪ se micșoreaza greutatea aderentă ce revine punții motoare la urcarea rampelor;
▪ apar complicații constructive pentru puntea față , care este punte motoare și directoare;
▪ motorul si transmisia sunt expuse la lovituri frontale;
▪ pneurile din fața se uzează mai rapid.
Fig.2.1. Organizarea transmisiei motor termic
ambreiaj
cutie de viteze
transmisie
principală
punte motoare roți motoare
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
17
Pentru autoturismul proiectat se adoptă o transmisie clasică : ambreiaj , cutie de viteză,
diferențial. Ambreiajul este de tip monodisc uscat cu mecanism de debreiere cu pârghii și un
mecanism hidraulic, iar cutia de viteze este mecanică cu cinci trepte d e mers înainte și una de mers
înapoi.Cabina caroseriei s -a conceput în ideea de a oferii un interior spațios și confortabil pentru
patru persoane.
Dimensiuni geometrice principale
În funcție de tipul și destinația autovehiculului definite prin tema de proiectare , ținând
seama de autovehiculele similare considerate în studiul soluțiilor similare și având în vedere
tendința de dezvoltare se adoptă un autoturism care următoarele caracteristici:
Lungimea: L= 4080 mm.
Lățimea: l=1757 mm.
Înălțimea: h=1533 m m.
Ampatamentul: A=2589 mm.
Ecartamentul față: E f=1497 mm
Ecartamentul față: E s=1486 mm.
Amenajarea interioară: studiul ergonomic al postului de conducere
Amenajarea interioara (fig.2.2) a autovehiculului trebuie să asigure pasagerilor acele conditii
care sa le creeze efectiv convingerea că automobilul este „a doua casa”, ca aici, in automobil, au tot
ce le trebuie ca sa se deplaseze cu maximum de confort si de siguranta. Această cerință extrem de
important ă este dificil de realizat în condițiile de spatiu existente, în restricțiile geometrice și
funcționale care trebuie respectate.
Ușurința de conducere și confortul asigurat conducătorului autovehiculului joacă un rol
deosebit în asigurarea randamentului muncii sale și al creșterii gradului de concentrare la condițiile
de trafic, fapt ce conduce la creșterea siguranței în deplasare.
Atât ușurința în conducere, cât și confortul, nu reprezintă parametrii definibili cantitativ
printr -un singur indicator nume ric, fiind caracteristici calitative de sinteza. Acestea constituie unele
din criteriile cele mai importante de selectie și în final de vanzare a autovehiculelor.
In mod uzual, ușurința de conducere se consideră a fi asigurată de geometria dispunerii
scaunului conducatorului în raport cu comenzile și alte elemente ale automobilului, de marimea
eforturilor la comenzi, de vizibilitatea drumului. Confortul este asigurat de calitatile scaunului, ca
element izolator la vibrații și susținător al corpului c u presiune optimă, de nivelul zgomotului
interior, de eficacitatea instalației de încălzire și de ventilație a caroseriei, de etanșarea caroseriei la
gazele de evacuare, praf și apă.
Dimensiunile și forma caroseriilor autoturismelor se aleg în funcție de modul în care sunt
amplasate motorul, organele transmisiei și portbagajul.
Se adoptă dimensiunile postului de conducere:
Unghiul de înclinare spre înapoi
= 9-33[]. Adopt =23[]
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
18
Distanța verticală de la punctul R1 la punctul călcâiului (C) – Hz.
Hz = 130-520 [mm]. Adopt Hz = 222 mm
Cursa orizontală a punctului R1
C = 200 mm
Diametrul volanului
D = 330…600 [mm]. Adopt D = 414 mm
Distanța orizontală între centrul și punctul călcâiului
Hx = 660 -1520 [mm]. Adopt Hx = 760 mm
Distanța verticală între centru l volanului și punctul C
Wz = 530…838[mm]. Adopt Wz = 614 mm.
Distanța de la punctul R1 la punctul P1
f=838 mm
Distanța de la punctul R2 la punctul P1
e=799mm
Lungimea șezutului
b=416mm și d=382mm
Fig.2.2. Amenajare interioară a autoturismului
2.2. GREUTATEA AUTOVEHICULULUI, DETERMINAREA COORDONATELOR
CENTRULUI DE GREUTATE AL AUTOVEHICULULUI
Greutatea proprie G0 reprezintă greutatea autovehiculului complet echipat, cu plinul făcut,
fără persoane la bord și fără încărcătură.
N G 1077181,9 10980
(2.1)
Greutatea utilă Gu reprezintă greutatea încărcăturii pe care o poate transporta autovehiculul.
N Gu 4415 81,9 15081,9754
(2.2)
Greutatea totala Ga reprezintă însumarea greutății proprii cu greutatea utilă.
N GG Gu a 15186 4415 107710
(2.3)
Repartizarea greutății pe punți se face în funcție de tipul autovehiculului. Cu:
G1 s-a notat greutatea repartizată pe puntea din față;
G2 este greutatea repartizată pe puntea din spate;
a si b sunt coordonatele centrului de greutate în plan longitudinal;
R1
C P2
R2 P1
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
19
hg este înălțimea centrului de greutate;
mm L aAa3, 1346 258952,0 52,0 52,0
(2.4)
mm aAb 7, 12423, 1346 2589
(2.5)
Cu ajutorul coordonatelor longitudinale a, b, se va determina greutatea pe punți:
NAbGGa 2, 7289 48,0 151861
(2.6)
NAaG Ga 6, 7896 52,0 151862
(2.7)
De asemenea, conform literaturii de specialitate, se adoptă parametru :
25,0Ahg
(2.8)
Din această formulă, rezultă înălțimea centrului de greutate, h g, egală cu:
mm Ahg 3,647 25,0 2589 25,0
(2.9)
Greutățile ce revin pneurilor autovehiculului vor fi:
Pentru pneurile punții față
NGGp 6, 364422, 7289
21
1
(2.10)
Pentru pneurile punții spate:
NGGp 3, 394826, 7896
22
2
(2.11)
Valorile G p1și G p2 astfel determinate condiționează împreuna cu viteza maximă a
autovehiculului tipul pneurilor folosite și caracteristicile de utilizare.
2.3. ALEGEREA PNEURILOR ȘI DETERMINAREA RAZELOR ROȚILOR
AUTOVEHICULULUI
Prin reducerea presiunii pneurilor pe puntea din față, se reduce rigiditatea laterală a pneului,
astfel că prin sporirea deviațiilor laterale se favorizează imprimarea unui caracter constructiv de
subvirare, caracterizat de tendința de autostabilizare pe traiec toria rectilinie.
Conform STAS 9090/80 se aleg anvelope cu următoarele caracteristici:
tipul pneului: 205/55 R16
lățimea secțiunii:
B = 205 mm (2.12)
înalțimea secțiunii:
mm H 75,11210055 205
(2.13)
diametrul interior :
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
20
mm d 4,4064,2516 (2.14)
diametrul exterior:
mm H dD 9,631 75,11224,406 2
(2.15)
raza libera:
mmDr 95,31529,631
20
(2.16)
raza de rulare:
m mm r rr 2938,0 8,293 95,31593,0 93,00
(2.17)
Fig.2.3. Dimensiunile generale ale unei roti de automobil
3. DEFINIREA CONDIȚIILOR DE AUTOPROPULSARE
3.1. REZISTENȚELE LA ÎNAINTARE ALE AUTOVEHICULULUI
Deplasarea autovehiculului în condițiile cerute de performanțe în ceea ce pivește
dinamicitatea, consumul de combustibil, siguranța și confortul călătoriei, cerințe ce impun anumite
reguli și elemente constructive, presupune cunoașterea influențelor exterioare ce se opun înaintării
autovehiculului.
În procesul autopropulsării autovehiculului, asupra acestuia acționează, după direcția vitezei
de deplasare, două tipuri de forțe:
forțe active – forțele care au același sens cu cel al vitezei de deplsare;
forțele de rezistență – forțele care sunt de sens opus sensului vitezei de deplasare.
Forțele de rezistență, cunoscute sub denumirea de rezistențe la înaintare sunt următoarele:
rezistența la rulare – este o forță ce se opune înaintării autovehiculului și este determinată de
fenomenele ce se produc la rularea roților pe calea de rulare;
rezistența aerului – este o forță ce se opune înaintării autovehiculului și este datorată
interacțiunii dintre autovehiculul în mișcare și aerul considerat în repaus;
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
21
rezistența pantei – este o forță dotorată înclinării longitudinale a drumului și reprezintă o
forță de rezistență la urcarea pantelor, și o forță activă la coborârea pantelor;
rezisten ța la demaraj – este o forță datorată inerției autovehiculului în mișcare și reprezintă o
forță de rezistență în timpul mișcării accelerate și de forță activă în regimul mișcării decelerate.
A. REZISTENȚA LA RULARE
Generarea rezistenței la rulare
Rezistența la rulare, R r, este o forță cu acțiune permanentă datorată exclusiv rostogolirii
roților pe cale, și este de sens opus sensului de deplasare a automobilului.
Cauzele fizice ale acestei rezistențe sunt:
deformarea cu histerezis a pneului (ponder e importantă);
frecările superficiale dintre pneu și cale;
frecările din lagărele butucului roții;
deformarea căii de rulare;
percuția dintre elementele benzii de rulare si microneregularitățile căii de rulare;
efectul de ventuzare produs de profilele cu contur închis de pe banda de rulare pe suprafața
netedă a căii de rulare.
Rezultatul modului de distribuire a presiunilor în pata de contact dintre pneu și cale, centrul
de presiune al amprentei este deplasat în fața centrului contactului cu mărimea „a” ( Fig.3.1.a.).
a) b)
Fig. 3.1.Acțiunea momentului de rezistență la rulare asupra unei roți motoare
a) rezultanta forțelor din pata de contact “Z”; b) reducerea reacțiunii normale Z (punctul Op)
Din condiția de echilibru a roții libere, aplicând metoda izolării corpurilor prin desfacerea
legăturilor ei cu calea și automobilul, se obține o forță tangențială sub forma:
zraX M
rOr 0
(3.1)
unde:
rr – raza de rulare a roții
z – reacțiunea normal dintre pneu și cale;
Notând produsul:
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
22
Za Mrul (3.2)
care reprezintă momentul rezistenței la rulare (Fig.3.1.b), expresia forței datorate rostogolirii roții pe
cale devine:
Zra
rMR
d drul
r
(3.3)
Deoarece determinarea deplasării „a” este dificilă, pentru calculul rezistenței la rulare este
preferabilă folosirea unei mărimi relative, având în vedere natura unui criteriu de similitudine.
Această mărime este coeficientul rezistenței la rul are f,dat de relația:
draf
(3.4)
Factorii de influență asupra rezistenței la rulare
Principalii factori care influențează rezistența la rulare sunt:
viteza de deplasare a autovehiculului;
caracteristicile constructive ale pneului;
presiunea interioară a aerului din pneu;
sarcina normală pe pneu;
tipul și starea căii de rulare;
forțele și momentele aplicate roților.
Calculul rezistenței la rulare
Pentru determinarea rezistenței la rulare se folosește rela ția urmatoare:
cosa r Gf R
[N] (3.5)
unde:
f – coeficientul rezistenței la rulare;
Ga – greutatea automobilului;
α – unghiul de înclinare longitudinală al drumului.
Coeficientul rezistenței la rulare este cuprins intre valorile f=0,018 -0,02 pentru astfalt sau beton.
Pentru automobilul meu, adopt coeficientul rezistenței la rulare f=0,02.
Pentru determinarea rezistenței la rulare Rr și a puterii necesare învingerii rezistenței la rulare Pr,
mai avem nevoie de Ga, unghiul de înclinare longit udinală a drumului α. Pentru calculul Rr și Pr
se folosesc relațiileurmătoare:
][ cos
1N Gf Zf RaNr
iri i r
(3.6)
][ cos kWv Gf Pa r
(3.7)
unde v este viteza exprimată în m/s.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
23
Tabelul 3.1. Rezistența la rulare și puterea necesară învingerii acesteia
V
[km/h] Rrul
[N] Prul
[kW]
0 303,72 0
10 303,72 0,8
20 303,72 1,7
30 303,72 2,5
40 303,72 3,4
50 303,72 4,2
60 303,72 5,1
70 303,72 5,9
80 303,72 6,7
90 303,72 7,6
100 303,72 8,4
110 303,72 9,3
120 303,72 10,1
130 303,72 11,0
140 303,72 11,8
150 303,72 12,7
160 303,72 13,5
170 303,72 14,3
180 303,72 15,2
Fig. 3.2. Rezistența la rulare290300310320
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200Rrul [N]
v [km/h]Rezisten ța la rulare
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
24
Fig. 3.3. Puterea necesară învingerii rezistenței la rulare
B. REZISTENȚA AERULUI
Pentru rezistența aerului se folosește relația :
2
21VACx Ra
(3.8)
unde:
ρ – densitatea aerului; ρ=1,225 kg/m3
Cx – coeficientul de rezistență al aerului; Adopt C x=0,33
v – viteza automobilului
A – aria transversală maximă; A=B·H
unde:
B– ecartamentul fata autovehiculului; B= 1497 mm
H– înălțimea autovehiculului; H=1533 mm
2
629,2101533 1497m A
(3.9)
0246810121416
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200Prul [kW]
v [km/h]Puterea necesar ăînvingerii rezisten ței la rulare
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
25
Tabelul 3.2. Rezistența aerului și puterea necesară învingerii acesteia
v[km/h] Ra [N] Pa
[kW]
0 0 0
10 3,58 0,01
20 14,32 0,08
30 32,21 0,27
40 57,27 0,64
50 89,48 1,24
60 128,85 2,15
70 175,38 3,41
80 229,07 5,09
90 289,91 7,25
100 357,91 9,94
110 433,08 13,23
120 515,40 17,18
130 604,88 21,84
140 701,51 27,28
150 805,31 33,55
160 916,26 40,72
170 1034,37 48,85
180 1159,64 57,98
Fig. 3.4. Rezistența aerului
0200400600800100012001400
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200Ra[N]
v [km/h]Rezisten ța aerului
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
26
Fig. 3.5. Puterea necesară învingerii rezistenței aerului
C. REZISTENȚA LA PANTĂ
La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală,forța de greutate generează o
componentă Rp după direcția deplasării dată de relația :
Rp = ma·g ·sinα [N] (3.10)
Această forță este forță de rezistență la urcarea pantelor (de sens opus vitezei de deplasare)
și forță activă la coborârea pantelor.
Se alege unghiul de inclinare maxim de la solutiile similar αmax=19°
Pentru rezistența rampei se folosește relația:
sina pG R [N] (3.11)
Tabelul 3.3. Rezistența pantei
αmax Rp [N]
0 0
2 529,98
4 1059,31
6 1587,36
8 2113,47
10 2637
12 3157,32
14 3673,8
16 4185,8
18 4692,69
19 4944,04
010203040506070
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200Pa [kW]
v [km/h]Puterea necesar ăînvingerii rezisten ței aerului
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
27
Fig. 3.6. Rezistența pantei
D. REZISTENȚA LA DEMARARE.
Regimurile tranzitorii ale mișcării autovehiculului sunt caractrizate de sporiri ale vitezei
(demarări) și reduceri ale vitezei (frânări). Rezistența la demarare (Rd) este o forță de rezistență ce
se manifestă în regimul de mișcare accelerată a autovehiculului.
Ca urmare a legăturilor cinematice determinate în lanțul cinematic al transmisiei dintre
motor și roțile motoare, sporirea vitezei de translație a autovehiculului se obține prin sporirea
vitezelor unghiulare de rotație ale elementelor tr ansmisiei și roților. Masa autovehiculului în
mișcare de translație capătă o accelerație liniară iar piesele în rotație accelerații unghiulare.
Influența asupra inerției în translație a pieselor aflate în rotație se face printr -un coeficient δ,
numit coef icientul de influență al maselor în mișcare de rotație.
Rezistența la demarare este astfel dată de relația:
dtdvδm Ra d
(3.12)
unde:
ma = masa autovehiculului [kg]
δ = coeficientul de influență al maselor aflate în mișcare de rotație;
dtdv
= accelerația mișcării de translație a autovehiculului [m/s2].
Pentru calculul rezistenței la demarare este necesară cunoașterea mărimii coeficientului de
influență al maselor în mișcare de rotație.
010002000300040005000
0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20Rp [N]
α[°]Rezistența pantei
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
28
3.2.ECUAȚIA GENERALĂ DE MIȘCARE RECTILINIE A AUTOMOBILULUI
Pentru stabilirea ecuației generale de mișcare se consideră automobilul în mișcare rectilinie,
pe o cale cu înclinare α, în regim tranzitoriu de viteză cu accelerație pozitivă.
Echilibrul dinamic al automobilului este date de bilanțul de tracțiune, care reprezintă ecuația
de echilibru după direcția vitezei automobilului, de forma:
FR= Rr+Ra+Rp+Rd [N] (3.13)
în care:
FR este forța activă;
Rr ,Ra,Rp,Rd – rezistențele la înaintare.
În funcție de con dițiile de autopropulsare ale automobilului, din ecuația de mișcare se
definesc mai multe forme particulare și anume:
a) Deplasarea cu viteză maximă.
Prin convenție “viteza maximă” este cea mai mare valoare a vitezei cu care automobilul se
poate dep lasa pe o cale orizontală. Ca urmare în condițiile vitezei maxime când α = 0 și v= vmax =
const. »
dtdv=0 din expresia ecuației demișcare dată de relația se obține forma particulara:
N88, 1460 5029,233,0 225,12102,0 18651 vAcρ21fG F2 2
max x a Rvmax
(3.14)
kW04,7310005088, 1460v F Pamax Rvmax Rvmax
(3.15)
unde:
amaxv
= 180 km/h =50 m/s
b) Deplasarea pe rampa maxima
Deplasarea pe panta maximă (sau pe cale cu rezistența specifică maximă) se obține când întreaga
forță disponibilă este utilizată pentru învingerea rezistențelor legate de tipul și caracteristicile
drumului R Ψ. Pentru acest caz, având în vedere și faptul că la viteze mici, specifice deplasării
automobilului pe panta maximă, rezistența aerului este neglijabilă in raport cu celelate forțe din
expresia forței la roată dată de ecuatia generala de mascara se obține forma particulară:
max a maxR G F
[N ] (3.16)
unde :
max
= f·cosα +sinα = 0,02 ∙ cos(19°) + sin(19°) = 0,34 (3.17)
N2,5231 34,0 15186 G Fmax a maxR
(3.18)
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
29
4. CALCULUL DE TRACTIUNE
4.1. ALEGEREA MĂRIMII RANDAMENTUL TRANSMISIEI
Calculul de tracțiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului și
transmisiei, astfel ca autovehiculul de proiectat să fie capabil să realizeze performanțele prescrise în
tema de proiectare sau a performanțelor celor mai bune modele existente sau de perspectivă.
Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de m otor trebuie să fie transmisă
roților motoare ale acestuia. Transmiterea fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate
fenomenelor de frecare din organele transmisiei.Pierderea totala in transmisie reprezinta produsul
pierderilor partiale in f iecare organ al transmisiei.
Randamentul transmisiei este dat de relatia :
tη
=
RDη ∙
CVη ∙
TLη ∙
TPη (4.1)
unde:
cutia de viteze (în treapta de priză direct ă):
98,0…97,0ηCV;
transmisia pricipală:
94,0…92,00
Pentru automobilul proiectat se adopta randamentul transmisiei
tη = 0,9.
4.2. DETERMINAREA CARACTERISTICII EXTERIOARE A MOTORULUI
Alegerea tipului de motor
Autopropulsarea automobilului se datorează energiei mecanice primite de roțile motoare de
la motorul automobilului. Ea este posibilă când oferta făcută de motor este în concordanță cu
necesarul de momente și puteri, necesar determinat din condițiile în car e se deplasează automobilul.
Aprecierea motorului ca sursă de energie pentru autopropulsarea automobilului se face prin
oferta de putere (P) și de moment (M). Oferta se exprimă funcție de turația arborelui motor (n),
printr -un câmp de caracteristici P=f(n ) și M=f(n), numite caracteristici de turație. Domeniul de
ofertă este limitat de caracteristica de turație la sarcină totală (sau caracteristica exterioară), care
determină posibilitățile maxime ale motorului în privința puterii și momentului la fiecare t urație din
domeniul turațiilor de funcționare ale motorului.
In figura 4.1 sunt reprezentate caracteristicile exterioare, completate cu curbele consumului
specific de combustibil, pentru un motor cu aprindere prin scânteie (M.A.S) și respectiv cu
aprinder e prin comprimare (M.A.C.). Opțiunea pentru un motor din categoriile de mai sus are în
vedere tipul, caracteristicile și destinația automobilului.
Semnificația mărimilor marcate în figură este cuprinsă în tabelul 4.1.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
30
a) b)
Fig.4.1. Forme tipice de caracteristici exterioare pentru motoare cu ardere interna
a) motor cu aprindere prin scânteie (M.A.S.); b) motor cu aprindere prin comprim are (M.A.C.)
Tabelul 4.1. Marimi semnificative în caracteristica exterioară
Turația
Mărimi corespunzatoare pentru:
Simbolul
Semnificația
Putere
Moment
Consum specific
n0
Turatia minimă de funcționare
P0
M0
Ce
nM
Turatia de moment maxim
PM
Mmax
–
nce
Turatia de consum specific minim
–
–
Ce min
nP
Turatia de putere maximă
Pmax
MP
Ce p
nmax
Turatia maximă de funcționare
Pm
Mm
–
nr
Turatia de regulator
Pr
Mr
Cer
Se adoptă pentru autopropulsarea autoturismul un motor cu aprindere prin scânteie
(M.A.S.) conform tendinței generale a soluțiilor similare care sunt echipate cu acest motor și din
urmatoarele motive:
costuri de fabricare reduse in comparatie cu motorul M.A.C ;
cost de tratare a emisiilor poluante mai re dus ;
complexitate constructiva redusă.
Poziționarea motorului se va face transversal.
Determinarea analitică a caracteristicii exterioare
Din relațiile următoare se observă că pentru calcul caracteristicii exterioare sunt necesare:
cunoașterea coeficienților polinomiali α,β, care sunt funcții definite de coeficientul de
elasticitate c e.
cunoașterea turației de putere maximă n P;
cunoașterea unui punct de funcționare a motorului (P,n) .
Pentru predimensionarea motorului se iau in vedere parametr ii ai motoarelor automobilelor
similare cuprinse în studiul soluțiilor similare.
Se adopta urmatoarele:
41,0
PM
ennc
(4.2)
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
31
3,1
pe
aMMc (4.3)
Tabelul 4.2. Valori ale turațiilor semnificative ale motorului
Turația
n0
nM nce
nP
nmax
Valoarea
800 2400 3600 5800 6200
Puterea necesară deplasării cu viteza maximă se determină cu ajutorul relației următoare:
tx aer a
vVAC VfG
P
1000213
max max
max
(4.4)
kW Pv 3,819,0 10005029,233,0 225,1215002,0 151863
max
(4.5)
Putem calcula puterea maximă a motorului cu relația:
3 2max
max
PM
PM
PMv
nn
nn
nnPP
(4.6)
kW P 04,82
58006200853,058006200706,058006200147,13,81
3 2 max
(4.7)
În literatura de specialitate se preferă pentru evaluarea analitică a caracteristicii exterioare
polinomul incomplet de gradul 3 de forma:
3 2
max )(
P P P nn
nn
nnPnP
(4.8)
ai cărui coeficienți sunt de forma:
) 1(21) 1(22) 1(243
eeeee
ccccc
(4.9)
În urma calculelor, am obținut:
853,0706,0147,1
(4.10)
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
32
Pentru calcularea momentului motor și a consumului specific se vor utiliza relațiile care
urmează :
pa
ncPeM30
(4.11)
2
8.0 2.1
p pep enn
nncc
(4.12)
epc
– se adopta din literatura de specialitate.
Adopt c ep=280 [g/kWh]
Tabelul 4.3. Caracteristica exterioară
n
[rpm] P
[kW] M
[Nm] ce
[g/kWh] Observatii
800 13,90 165,90 301,6 Turația de mers in gol
1000 17,59 167,96 294,4
1200 21,33 169,74 287,7
1400 25,11 171,25 281,5
1600 28,90 172,48 275,8
1800 32,69 173,44 270,7
2000 36,47 174,12 266,1
2200 40,21 174,53 262,0
2400 43,90 174,67 258,5 Turația de moment maxim
2500 45,72 174,64 256,9
2600 47,52 174,53 255,5
2800 51,06 174,12 253,0
3000 54,49 173,44 251,1
3200 57,80 172,48 249,7
3400 60,97 171,25 248,8
3600 63,99 169,74 248,5 Turația de consum minim
3800 66,84 167,96 248,7
4000 69,49 165,90 249,4
4200 71,94 163,57 250,7
4400 74,17 160,97 252,5
4600 76,16 158,09 254,8
4800 77,88 154,94 257,7
5000 79,34 151,52 261,1
5200 80,49 147,82 265,0
5400 81,34 143,85 269,5
5600 81,87 139,60 274,5
5800 82,04 135,08 280,0 Turația de putere maximă
6000 81,86 130,28 286,1
6200 81,30 125,22 292,7 Turația maximă
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
33
Fig.4.2. Caracteristica exterioară
050100150200250300350
020406080100120140160180200
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000
ce [g/kWh]P [kW]
M [Nm]
n [rot/min]Caracteristica exterioar ă a motorului termic
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
34
B. CALCULUL MOTORULUI CU ARDERE INTERNĂ
Motoarele folosite la automobile sunt, în majoritatea cazurilor, motoare cu ardere internă cu
piston.
Motorul cu ardere internă este o mașină termică de forță care transformă căldura degajată
prin arderea combustibilului în lucru mecanic. Motorul cu ardere internă monocilindric în patru
timpi, cu aprindere prin scânteie este alcătuit din mecanismul motor, sistemele și instalațiile
auxiliare (mecanismul de distribuție, instalația de alimentare cu combustibil,sistemul de aprindere,
sistemul de răcire si sistemul de ungere) necesare realizării procesului de funcționare.
Mecanismul motor , numit și mecanismul bielă -manivelă, constituie principalul ansamblu al
motorului cu ardere internă, cu piston. El are rolul de a transforma mișcarea de translație rectilinie –
alternativă a pistonului î ntr-o miscare de rotaț ie a arborelui cotit. Componentele mecanismului
motor se împart în organe fixe ș i organe mobile.
Mecanismul de distribuț ie asigură deschiderea si î nchiderea supapelor, la momente bin e
precizate, pentru a face posibilă evacuarea gazelor de ardere și umplerea cilindrului cu gaze
proaspete (amestec aer -combustibil).
Fig 5.1. Schema de principiu a unui motor cu ardere interna monocilindric in patru timpi
Instalația de alimentare cu combustibil are rolul de a asigura filtrarea și introducerea î n
cilindrii motorului a combustibilului ș i a aerului în anumite proporții bine stabilite. Instalația de
alimentare cuprinde rezervoare, conducte, filtre pompe, precum ș i organele care servesc l a
prepararea și introducerea combustibilului în cilindri i.
Sistemul de aprindere serve ște la declanșarea scânteii electrice î n interiorul camerei de
ardere (M.A.S. ), în vederea aprinderii amestecului carburant. Sistemul de ungere are rolul de a
asigura ungerea pieselor in mișcare, pentru a reduce frecările și a preveni uzarea motorului, în timp
ce sistemul de pornire servește la asigurarea turație minime de pornire a motorului.
Sistemul de ră cire asigur ă răcirea unor organe impor tante ale motorului (cilindrii si
chiulasa), pentru a se evita supraîncălzirea acestor piese datorită că ldurii pe care o primesc de la
gazele de ardere. Menț inerea u nui regim termic normal de funcț ionare a pieselor motorului este
foarte importantă pentru fiablitatea și siguranț a în exploatare a motorului.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
35
5. ADOPTAREA PARAMETRILOR PRINCIPALI AI MOTORULUI ȘI
DETERMINAREA CARACTERISTICILOR CONSTRUCTIVE
5.1. STUDIUL SOLUȚIILOR SIMILARE DE MOTOARE
Tab.5.1. Soluții constructive de motoare. Parametrii constructivi și geom etrici. Marci si modele
Numar cilindri
Cilindree
[cm3]
Cilindree unitara
[cm3]
Alezaj
[mm]
Cursa
[mm]
S/D
Raport de
comprimare
Nr. de valve per
clindru
Sistem VVT
pme
[MPa]
wp
[m/s]
Dacia Sandero
Stepway 3L 898 299 72,2 73,1 1,01 9,5 4 DA 1,42 15,11
Ford Fiesta 3L 999 333 71,9 82 1,14 10 4 DA 1,84 16,40
Citroen DS3 1,2 3L 1199 399 75,0 90,5 1,20 11 4 DA 1,47 16,59
Audi A1 3L 999 333 74,5 75,4 1,01 10,5 4 NU 1,68 12,57
VW Polo 3L 999 333 74,5 76,4 1,02 10,5 4 DA 1,95 12,73
Seat ibiza SC 3L 999 333 74,5 76,4 1,02 10,5 4 NU 1,13 13,75
Citroen C3 3L 1199 399 75,0 90,5 1,20 11 4 NU 1,29 16,59
Peugeot 208 XY
1,2 3L 1199 399 75,0 90,5 1,20 11 4 DA 1,49 16,59
Mini Clubman 3L 1499 499 82,0 94,6 1,15 11 4 DA 1,78 14,19
SMART –
Roadster 3L 698 232 66,5 67 1,00 9 4 DA 2,69 11,73
SKODA Citigo 3L 999 333 74,5 76,4 1,02 9,5 4 DA 1,45 15,79
Motor proiectat 3L 965 321,7 73,8 75,2 1,02 10 4 DA 1,76 14,55
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
36
Tab.5.2. Soluții constructive de motoare. Performanțe Marci si modele
nP
[rpm]
Putere maxima
[kW]
nM
[rpm]
Moment maxim
[Nm]
Puterea litrica
[kW/l]
Puterea raportata la
aria pistonului
[kW/dm2]
Momentul litric
[Nm/l]
Dacia Sandero
Stepway 6200 66 2500 135 73,50 53,74 150,3
Ford Fiesta 6000 92 1400 200 92,09 75,53 200,2
Citroen DS3 1,2 5500 81 1500 205 67,56 61,12 171,0
Audi A1 5000 70 1500 160 70,07 53,53 160,2
VW Polo 5000 81 2000 200 81,08 61,94 200,2
Seat ibiza SC 5400 51 3000 112 51,05 39,00 112,1
Citroen C3 5500 71 1500 205 59,22 53,57 171,0
Peugeot 208 XY
1,2 5500 82 1500 206 68,39 61,87 171,8
Mini Clubman 4500 100 1250 220 66,71 63,12 146,8
SMART –
Roadster 5250 82 2250 110 117,48 78,70 157,6
SKODA Citigo 6200 75 3000 95 75,08 57,35 95,1
Motor proiectat 5800 82,04 2400 174,7 85,02 63,97 181
5.2. MĂRIMI ȘI INDICI CARACTERISTICI AI MOTORULUI
În figura 5.2 este prezentată puterea litrica P litrică[kW/l]. Valoarea medie este de 74,75 kW/l .
Prin intermediul acestui parametru se pot compara performanțele dezvoltate de motoare cu cilindree
diferită.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
37
Fig 5.2. Puterea litrică
În figura 5.3 este prezentat momentul litric M litric [Nm/l] .Valoarea medie a acestui
parametru este de 159,77 Nm/l .
Fig 5.3. Momentul litric
În figura 5.4 este prezentată Praportată la aria pistonului [kW/dm2]. Valoarea medie este de
59,95 kW/dm2. 0,0040,0080,00120,00160,00[kW/l]Puterea litric ă
0,050,0100,0150,0200,0250,0[Nm/l]Momentul litric Valoarea medie
Valoarea medie
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
38
Fig 5.4. Puterea raportă la aria pistonului
În figura 5.5 este prezentată presiunea medie efectivă [MPa]. Valoarea medie este de 1,65
MPa, iar pentru motorul meu adopt pme=1,76 MPa.
Fig 5.5. Presiunea medie efectivă
Prin viteza medie a pistonului se apreciază rapiditatea motoarelor și constituie un criteriu
de apreciere a uzurii acestora:
motoare lente: w p= 4…6,5 m/s;
motoare semirapide: w p = 6,5…9,5 m/s; 0,0020,0040,0060,0080,00[kW/dm2]Puterea raportata la aria pistonului
Dacia Sandero
StepwayFord Fiesta
Citroen DS3 1,2Audi A1VW Polo
Seat ibiza SCCitroen C3Peugeot 208 XY 1,2Mini ClubmanSMART -Roadster
SKODA CitigoMotor proiectat
0,000,501,001,502,002,503,00
0,00 2,00 4,00 6,00 8,00 10,00 12,00 14,00pme
[MPa]Presiunea medie efectivăValoarea medie
Valoarea medie
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
39
motoare rapide: w p > 9,5 m/s.
Adopt w p=14,55 m/s.
Fig 5.6. Viteza medie a pistonului
5.3. SOLUȚIA ADOPTATĂ
Pentru determinarea caracteristicilor constructive ale motorului, am apelat la studiul
solutiilor similare.
Fiind cunoscută puterea necesară atingerii vitezei maxime (calculată analitic in cap.4),
putem utiliza formula 5.1. pentru determinarea cilindreei unitare. Singura necunoscută este valoarea
de presiune medie efectivă, pe aceasta am adoptat -o anterior ca fiind 1,76 MPa, conform studiului
siminar al motoarelor.
Cursa pistonului S (mm) este spațiul parcurs de către piston între cele două puncte moarte .
Alezajul D (mm) este diametrul interior al cilindrului.
Cilindreea unitară este volumul "măturat" de piston, în mișcarea sa, între cele două puncte si
se calculeaza cu relatia:
] [3003cmpmeiNPeVS
(5.1)
37,3216,173 580004,824 300cm VS
(5.2)
Cilindreea totala (capacitatea cilindrica) sau litrajul V, reprezinta suma cilindreelor
cilindrilor motorului.
Dacia Sandero
StepwayFord FiestaCitroen DS3 1,2
Audi A1VW PoloSeat ibiza SCCitroen C3Peugeot 208 XY 1,2
Mini Clubman
SMART -RoadsterSKODA Citigo
Motor proiectat
10,0011,0012,0013,0014,0015,0016,0017,00
0,00 2,00 4,00 6,00 8,00 10,00 12,00 14,00wp
[m/s]Viteza medie a pistonului
Valoarea medie
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
40
] [3cmiVVs t (5.3)
unde:
i=3 este numarul cilindrilor motorului.
396537,321 cm Vt (5.4)
Viteza medie a pistonului w p este acea viteză, convențional considerată constantă, cu care
pistonul ar par curge două curse succesive , în intervalul de timp în care arborele cotit efectuează o
rotație completă.
]/[30smnSwp
p
(5.5)
unde :
np =5800 rot/min – turația de putere maximă
Adopt: wp=14,55 m/s
mmnwS
pp2,7530
(5.6)
mmSVDS8,732,75107,3214 10 43 3
(5.7)
Raza manivelei
mmSr 6,3722,75
2
(5.8)
Volumul camerei de ardere (V k) reprezinta volumul minim ocupat de fluid in motor, cand
pistonul de gaseste la PMS.
374,351107,321
1cmVVS
K (5.9)
Volumul cilindrului (V a) reprezinta columul maxim ocupat de fluid in motor, cand pistonul
se gaseste la PMI .
3357,41 74,357,321 cm VVVK S a
(5.10)
Raportul dintre cursa si alezaj :
02,18,732,75DS
D
(5.11)
In functie de valoarea raportului , se deosebesc:
a. motoare patrate
1D ,
b. motoare subpatrate
1D ,
c. motoare suprapatrare
1D
Raportul de comprimare este definit ca raportul dintre volumul maxim ocupat de gaze V a și
volumul camerei de ardere V k :
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
41
10 1
KS
VV (5.12)
Numarul de cicluri (Nc) reprezinta numarul grupajelor de procese (A, C, D, E) care se repet
periodic in cilindrii unui motor, in unitatea de timp. Se exprima in: [ciclu/s], [ciclu/min], [ciclu/h].
sciclu nNp
c 33,4845800 120 120
(5.13)
Timpul pe ciclu (t c) reprezinta timpul masurat in secunde, minute sau ore in care se
desfasoara un ciclu:
ciclus
ntc 02,05800430 30
(5.14)
Raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei (Λ) este un parametru constructiv foarte
impo rtant al motorului, cu influență mare î n cinematica ș i dinamica mecanismu lui motor. Este
definit de relaț ia:
lr (5.15)
Pentru motoarele de au tomobile acest raport ia valori:
a.
8,3/1…0,3/1 -autoturisme, biele scurte.
b.
2,4/1…8,3/1 -autocamioane, biele lungi.
Se adoptă:
4,31
Fiind cunoscută cursa pistonului, folosim relația u rmătoare pentru determinarea lungimii bielei:
mmrl 128
4,316,37 (5.16)
Conform studiului efectuat adopt un motor cu urm ătoarele caracteristici:
injecție indirectă multipunct
agregat de supra alimentare
4 supape pe cilindru
sistem VVT dublu: admisie și evacuare
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
42
6. CALCULUL TERMIC
6.1. CALCULUL PROCESULUI DE ADMISIE
Procesul de admisie, la un motor cu ardere internă, presupune introducerea în cilindru a unei
cantități de aer și a unei doze de combustibil, în proporții adecvate regimului de funcționare al
motorulu i, care vor forma amestecul proaspăt. La acestea se va adăuga și o parte din gazele arse
rămase din ciclul anterior, numite generic gaze reziduale.
Performanțele dinamice ale motorului sunt direct proporționale cu gradul de curățire a
cilindrului de gazel e arse, precum și cu cantitatea de încărcătură proaspătă (aer+combustibil)
introdusă în cilindri. Încărcătura proaspătă suferă apoi o serie de transformări în urma cărora are loc
transformarea energiei chimice a combustibilului în căldură și apoi în lucru mecanic.
La moto rul cu ardere internă proiectat aerul se introduce în cilindru prin admisie forțată .
Aerul este precomprimatîntr -un compresor, înainte de a fi introdus în cilindru pe timpul cursei de
admisie. Înainte de intrarea în galeria de admisie este dispus un răcitor – R (INTERCOOLER) care
are rolul de a răci aerul încălzit ca efect al comprimării acestuia în compresor.
Fig.6.1 . Desen proces admisie
Parametrii caracteristici ai procesului de admisie
Pentru determinarea parametrilor principali ai procesului de admisie este necesar ca în
prealabil sa se calculeze sau să se adopte o serie mărimi după cum urmează.
Presiunea mediului ambiant
p0= 0,1 MPa (6.1)
Temperatura inițială
T0 = 293 K (6.2)
Densitatea aerului ambiant
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
43
36
00
0 / 19,129368,287101,0mkgTRp (6.3)
Presiunea de supraalimentare p s
Presiunea fluidului proaspăt la ieșirea din compresor sau suflanta de supraalimentare este data de
gradul de comprimare al compresorului. Adopt: π c=2, iar p s devine:
MPa p ppc s 2,01,020 1
(6.4)
K pTTT nn
s 357 2,015,2934,114,11
1 0 1
(6.5)
unde:
n=1,4 – exponentul politropic al compresorului
36
/ 95,135768,287102,0mkgTRp
ss
s
(6.6)
Răcitorul aerului de supraalimentare (RAS) are următoarele proprietăți:
• căderea de temperatură: ΔT RAS=40 K
• căderea de presiune : ΔP RAS=0,004 MPa
Rezultă :
K T TTRAS 317 40 3571 2
(6.7)
MPa p p pRAS 196,0 004,02,01 2
(6.8)
36
22
2 / 14,231768,28710196,0mkgTRp
(6.9)
Gradul de încălzire al fluidului proaspăt, notat θ, ține cont că acesta se încălzește de la pereți
în timpul procesului de admisie, ceea ce determină micșorarea densității lui.Atât la MAS, cât și la
MAC se recomandă: θ =1,06…1,15. Adopt θ =1,06.
Exponentul adiabatic al fluidului proaspăt, notat ka se adoptă după cum urmează: la MAS
ka = 1,33…1,35. Se adoptă: k a = 1,34.
Viteza sunetului în fluidul proaspăt, notată a fp. Se adoptă a fp=315 m/s.
Coeficientul mediu de debit al orificiului SA, µ sa=0,4…0,65 , se determină pe cale
experimentală, în regim staționar de curgere. Se adoptă:
.65,0sa
Coeficientul de postumplere, notat φ pu , ia în considerare faptul că în cilindru mai pătrunde
încărcătură proaspătă după PMI până la închider ea supapei de admisie, datorită inerției coloanei de
gaze proaspete. Acest coeficient este cu atât mai mare cu cât turația de calcul a motorului este mai
mare; φ pu=0,08…0,25. Adopt φ pu =0,12.
Secțiunea litrică a supapei de admisie, notată sl SA, reprezintă raportul dintre aria medie de
curgere a gazelor proaspete, oferită de SA și cilindreea unitară, Vs. Creșterea ei duce la creșterea
coeficientului de umplere și la scăderea vitezei de curgere a gazelor pe sub SA. sl SA este cu atât mai
mare cu cât motorul are mai multe supape pe cilindru; Se poate adopta pentru ambele tipuri de
motoare SLSA = (5…15) cm2/l. Adopt: SLSA = 0,0015 m2/l.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
44
Unghi -secțiune a SA, notat us SA, reprezintă produsul dintre aria medie oferită de supapa de
admisie și durata de des chidere a acesteia; se adoptă, pentru ambele tipuri de motoare: US SA =
(500…3000) cm2•°RAS. Se adoptă: . US SA =0,3 m2•°RAS.
Coeficientul global de rezistență al traseului de admisie, notat ξa , crește o dată cu creșterea
vitezei medii a pistonului, ceea c e arată că el este mai mare la MAS decât la MAC. Valoarea acestui
coeficient este cu atât mai mare cu cât :
a) galeria de admisie are un numărul mai mare de coturi
b) razele de curbură ale coturilor galeriei de admisie sunt mai mici;
c) numărul de cilind ri este mai mare, deci și lungimea galeriei este mai mare;
d) rugozitatea galeriei de admisie la interior este mai mare.
Se poate adopta pentru MAS ξa=4…8. Adopt ξa=4, deoarece:
✓ motorul proiectat are doar trei cilindrii rezultand o lungime a galeriei de admisie mai m ică
✓ rugozitatea galeriei este mic ă datorit ă procedeelor de fabricatie a galeriei prin injectie mase
plastice.
Coeficientul gazelor reziduale
12,0…06,0r.Se adoptă:
08,0r.
Presiunea medie a gazelor în cursa de evacuare: p g=0,105…0,13 MPa. Se adoptă p g=0,13
MPa.
Densitatea teoretică a fluidului proaspăt. În cazul MAS -ului densitatea fluidului proaspăt
diferă de cea a aerului deoarece fluidul admis este un amestec de aer și combustibil.Combustibilul
utilizat îl vom echivala cu Octanul (C8H18):
Mc=8·12+18·1=114 kg/Kmol (6.10 )
Densitatea acestui amestec se determină cu relația :
3
2 /mkgRR
aerfp
fp
(6.11 )
kgKJRp Rp Rc mc a ma fp /
(6.12 )
unde: R fp,Rc si R a sunt constante specifice fluidului proaspat,carburantului, respectiv aerului.
kgKJMRR
cc / 731148314
(6.13 )
kgKJMRR
aa / 2879,288314
(6.14 )
pma și p mc sunt participațiile masice ale aerului, respectiv ale combustibilului.
93,08,149,018,149,0
1
aeraer
mammp
(6.15 )
07,0159,011
1
aerc
mcmmp
(6.16 )
kgKJ Rfp /7,2727307,0 28793,0
(6.17 )
3/ 036,22877,27214,2 mkgfp
(6.18 )
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
45
Randamentul de umplere. Pe baza mărimilor impuse, adoptate și calculate anterior se poate
determina coeficientul de umplere al cilindrului, prin rezolvarea ecuației următoare. Cum aceasta
este o ecuație transcendentă, ea nu poate fi rezolvată pe cale analitică, ci numai pe cale grafică sau
prin încercări.
12
3
2
2 071 108,111 1
18011 10511
aa
kk
a SA fpPv
a a
vp
a rafp ag pu a v
slSA ank k
wdpresp k pres
(6.19 )
Ecuația poate fi considerată ca fiind formată din 2 membri și anume : membrul stâng (ST),
situat în partea stângă a semnului egal, și un membru drept (DR). Rezolvarea constă în a găsi, prin
încercări, valoarea coeficientului de umplere η v pentru care ST=DR până la cel puțin a doua
zecimală. Încercările se fac pentru d iferiți coeficienți de umplere cuprinși în intervalul η v = 0,70 …
0,92. Soluția ecuației este acea valoare a lui η v pentru care ST = DR, deci unde diferența dintre cei
doi membrii ai ecuației este zero.
Fig.6.2 . Randamentul umplerii
Rezultă din figura 6.2. că η v =0,866.
Presiunea gazelor proaspete la sfârșitul admisiei
1 1112
ag pu a v
akp k p
p
(6.20 )
MPa pa 1562,0)110(34,1113,0)12,01)(110(34,106,1 866,0 196,0
(6.21 )
12,0112,0112,0212,0212,0312,0312,04
11,9211,9411,9611,9812,0012,0212,0412,0612,0812,10
0,858 0,860 0,862 0,864 0,866 0,868 0,870 0,872
Membrul dreptMembrul stângRandamentul umplerii
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
46
Temperatura gazelor proaspete la sfârșitul admisiei
K Tpp k
ppk TT
ava a
vg
pu a
r pua
7,33706,1 866,0 196,01562,0)134,1(
)110(06,1 866,0 196,013,0)12,01(34,108,0 12,0106,13171
1112 22
(6.22 )
Densitatea fluidului la sfârșitul admisiei
36
/ 61,17,33768,28710 1562,0mkgTRp
aa
a
(6.23 )
6.2. CALCULUL PROCESULUI DE COMPRIMARE
Procesul de comprimare indeplineste următoarele funcții:
sporește randamentul termic al motoarelor;
generează mișcări ordonate ale fluidului motor în camera de ardere, fapt de prima importanță
pentru realizarea turariilor ridicate.
Calculul procesului de comprimare are ca scop determinarea stării momentane a fluidului
motor din cilindru (presiunea din cilindru P, temperatura T, volumul V) și cu deosebire a stăr ii
amestecului inițial în momentul declanșării scânteiei sau injecției, în momentul declanșării arderii
rapide , sau la finele cursei de comprimare. Aceleași mărimi pot fi calculate și în momentul
închiderii SA.
Alegerea parametrilor de calcul
Exponentul politropic al comprimării: la MAS m c=1,32…1,38.
Se adoptă : m c=1,34 .
Avansul la declanșarea scânteii electrice :βi=25…40°RAC
Se adoptă β i=30°RAC.
Unghiul de intarziere la ISA: βisa=40…85°RAC
Se adoptă β isa= 70 °RAC.
Unghiul corespunzător punctului d:
Se adoptă α d=350°RAC.
Pentru calculul volumului ocupat de gaze in toate punctele caracteristice, mentionate
anterior, este insa necesara cunoasterea pozitiei pistonului, corespunzatoare acsestor puncte.
Ea se determină cu relaț ia:
)2cos1(4) cos1( r xp
(6.24 )
unde:
r – raza manivelei,
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
47
Λ- raportul dintre raza manivelei si lungimea bielei;
α – unghiul de rotatie al manivelei.
Deplasarea x p se masoara fata de PMI.
Volumul gazelor într -un moment oarecare x, din timpul procesului de comprimare, se
determină cu relația:
px x xDVcV42
(6.25 )
Cunoscând că procesul de comprimare decurge politropic, cu exponentul m c=1,34, rezultă ca
presiunea și temperatura gazelor într -un punct oarecare x, sunt date de relațiile:
cm
xa
a xVVp p
(6.26 )
1
cm
xa
a xVVTT
(6.27 )
La α a’=180+β ISA =180+70= 250° RAC se închide supapa de admisie, urmând ca la α c’=360 –
βs =360 -30=330° RAC să se dea scânteia. Arderea rapidă va începe la α d=350° RAC, iar sfârșitul
cursei de comprimare este la α c’’=360° RAC.
Poziția pistonului la î nchiderea supapei de admisie, punctul a':
mm xp 37,55 )2502cos(14294,0250cos16,37
(6.28 )
Poziția pistonului la declanș area sc ânteii, punctul c':
mm xp 42,6 )3302cos(14294,0330cos16,37
(6.29 )
Poziția pistonului la începutul arderii rapide , punctul d:
mm xp 74,0 )3502cos(14294,0350cos16,37
(6.30 )
Pozitia pistonului la sfârșitul cursei de comprimare, punctul c":
mm xp 0 )3602cos(14294,0360cos16,37
(6.31 )
Calculul duratei procesului de comprimare
Întinderea unghiulară a procesului de comprimare este:
RACa c c 80 250 330` `
(6.32 )
Timpul de comprimare este:
ms sntc
c 3,2 0023,05800680
6
(6.33 )
Întinderea liniară a procesului de comprimare este:
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
48
mm xp 4,36 ))802cos(1(4294,080cos16,37
(6.34 )
Procentul din cursa pistonului corespunzător desfășurării este:
%5,51 1002,754,362,75100 SxSpp
c
(6.35 )
Tab.6.1 . Parametrii procesului de comprimare
α
[°RAC] Xp
[mm] Vx
[cm3] px
[MPa] Tx
[K]
180 75,24 357,41 0,1562 337,7 185 75,14 356,98 0,1564 337,9 190 74,83 355,68 0,1572 338,3 195 74,33 353,52 0,1585 339,0 200 73,62 350,48 0,1603 340,0 205 72,70 346,57 0,1627 341,3 210 71,58 341,77 0,1658 342,9 215 70,25 336,10 0,1696 344,9 220 68,72 329,55 0,1741 347,2 225 66,98 322,12 0,1795 349,9 230 65,04 313,83 0,1859 353,0 235 62,91 304,69 0,1934 356,6 240 60,58 294,72 0,2022 360,6 245 58,06 283,97 0,2125 365,2 250 55,37 272,46 0,2247 370,4 a'
255 52,51 260,26 0,2389 376,2
260 49,51 247,43 0,2556 382,7
265 46,38 234,05 0,2754 390,0
270 43,15 220,22 0,2988 398,2
275 39,83 206,02 0,3267 407,3
280 36,45 191,57 0,3602 417,5
285 33,04 177,00 0,4004 428,9
290 29,63 162,44 0,4492 441,6
295 26,26 148,02 0,5088 455,8
300 22,96 133,89 0,5821 471,6
305 19,75 120,19 0,6727 489,2
310 16,68 107,07 0,7854 508,8
315 13,78 94,67 0,9262 530,6
320 11,09 83,14 1,1023 554,5
325 8,62 72,60 1,3217 580,7 330 6,42 63,20 1,5917 608,7 c'
335 4,51 55,03 1,9160 638,0
340 2,92 48,21 2,2880 667,4
340 2,92 48,21 2,2880 667,4 350 0,74 38,90 3,0502 717,9 d
355 0,19 36,53 3,3176 733,4
360 0,00 35,74 3,4164 738,9 c''
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
49
Fig.6.3 . Evoluția presiunii în timpul procesului de comprimare
Fig.6.4 . Evoluția temperaturi i în timpul procesului de comprimare
0,000,501,001,502,002,503,003,504,00
180 210 240 270 300 330 360px [MPa}
α [°RAC]Evoluția presiunii în timpul procesului de
comprimare
200300400500600700800
180 210 240 270 300 330 360Tx [K]
α [°RAC]Evoluția temperaturii în timpul procesului de
comprimare
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
50
6.3. CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE
Calculul procesului de ardere urmărește să precizeze legea de variație a presiunii p(α) în
perioada degajării căldurii de reacție, în vederea:
determinării presiunii maxime din cilindru care definește solicitarea mecanică a organelor;
precizării temperaturii fluidului motor care definește încovoierea termică a organe lor în
contact cu gazele fiebinți.
Modelul de ardere propus aici, care se poate aplica atât la MAS cât și la MAC consideră că
arderea se declanșează cu un avans față de PMS, în punctul d și se dezvoltă în faza arderii rapide
după evoluțiile politrope d -c (c-punctul de pe ciclu situat în PMS) și c -y (y-punctul în care
P=Pmax); în faza arderii moderate sau finale arderea continuă după izobară y -y’ și după izoterma
y’-t. Se admite în plus variația căldurilor specifice cu temperatura după relațiile:
căldura sp ecifică medie la V=ct, pentru amestecul inițial C vai;
căldura specifică medie la V=ct pentru gaze arse C vga.
De asemenea, se admite variația compoziției chimice a fluidului motor și pierderea de căldură prin
pereți.
Adoptarea combustibilului utilizat și a parametrilor de calcul.
Combustibilul utilizat pentru ardere în motorul de proiectat este benzina .
1. Parametrii de calcul
Coeficientul de exces de aer.
Se adoptă λ=0.9.
Coeficientul gazelor reziduale.
A rezultat din calculul procesului de admisie,
08,0r
Unghiul în punctul d eclanșării arderii:
RACd350
Temperatura gazelor în punctul d:
K Td 9,717
Presiunea gazelor în punctul d :
MPa pd 05,3
Coeficientul căldurii utile
u .
Se adoptă
9,0u
Viteza medie de creștere a presiunii .
Se adopt ă
RACMPaP18,0
2. Calculul oxigenului și aerului minim necesar arderii complete
Calculul oxigenului minim necesar arderii complete.
combkgkmolO ohcO2
min2 107,032004,0
4142,0
12854,0
324 12
(6.36 )
combkgkgOohc O2 *
min2 41,3 004,0 142,08 854,038838
(6.37 )
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
51
unde:
combkgkgCC 854,0
combkgkgHH2142,0
combkgkgOO2004,0
(6.38 )
Calculul cantității de aer minim necesar arderii complete.
324 1221,01
minohcL
(6.39 )
combkgaer kmol
L 51,032004,0
4142,0
12854,0
21,01
min
(6.40 )
MaohcL
324 1221,01*
min
(6.41 )
combkgaerkg
L 66,149,2832004,0
4142,0
12854,0
21,01*
min
(6.42 )
3. Calculul mărimilor și indicilor caracteristici ai procesului de ardere
Numărul de kmoli de substanță pentru 1kg combustibil.
combkgkmol
Mcc 0088,01141 1
(6.43 )
Cantitatea reală de aer necesară arderii unui kg de combustibil.
combKgaer kmolL L 46,051,09,0min
(6.44 )
Numărul de kmoli de substanță inițiali care participă la reacția chimică.
kgcomkmolLc i 47,0min
(6.45 )
Numărul de kmoli de amestec inițial.
kgcomb kmolr i r i ai / 5,0)08,01(47,0) 1(
(6.46 )
Calculul coeficientului chimic de variație molară.
ccLohL
minmin324)1 76,3(21,0
(6.47 )
08,10088,0 51,09,032004,0
4142,051,0)19.076,3(21,0
c (6.48 )
Variația molară.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
52
combkgkmol
c i 038,0)108,1(47,01 (6.49 )
Numărul de kmoli de gaze arse.
kgcombkmol
r c i ga 54,0) (
(6.50 )
Coeficientul total de variație molară.
074,147,054,0
aiga
t
(6.51 )
Puterea calorică uniformă a combustibilului.
kgKJ Qi / 43524 (6.52)
Căldura degajată ca urmare a arderii incomplete.
kgkJL Q Qi in 37436 ) 1( 120000min
(6.53 )
Puterea calorică a amestecului de aer -combustibil.
kgkJ
LQQxi
iam 9, 306566,149,0143524
1 min
(6.54 )
Căldura disipată care se transformă în lucru mecanic și energie internă.
kgkJQ Qin u u 33692 374369,0
(6.55 )
Întârzierea arderii.
RACc d d 10 340 350 |
(6.56 )
Durata întârzierii la aprindere.
msnd
d 28,05800610
6
(6.57 )
4. Calculul compoziției și parametrilor caracteristici ai proceselor de ardere.
Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul c.
Unghiul corespunzător punctului c:
RACc360
Presiunea gazelor în punctul c.
MPa pp p p
cd d c
65,6) 360(.
(6.58 )
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
53
Volumul gazelor în punctul c.
37,35cm Vc
(6.59 )
Raportul de volum în timpul arderii.
324,1) 360( 10)1( 12 4
d d a
(6.60)
Exponentul politropic.
78,2324,1lg05,365,6lg
lglg
ddc
dcPP
m
(6.61)
Temperatura în punctul c.
K TTdcm
dd c 1182 324,19,717178,2 1
(6.62)
Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul y.
Unghiul corespunzător punctului y.
RACy375
(6.63)
Presiunea gazelor în punctul y.
MPa PPPy c y 35,9 360
(6.64)
Volumul gazelor în punctul y.y’
32
81,42 2cos14cos14cm rDV Vy y k y
(6.65)
Raportul volumului în timpul arderii.
182,1) 360( 10)1( 12 4
y y a
(6.66)
Exponentul politropic.
04.2182,1lg65,635,9lg
lglg
ycy
cyPP
m
(6.67)
Temperatura în punctul y.
KppTT
ty
cy
c y 1829074,1182,1
65,6)360 375(18,01 1182 ])360 (1[.
(6.68)
Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul z.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
54
Unghiul corespunzător punctului z.
RACz385
(6.69)
Volumul gazelor în punctul z.
3
' '2
03,55 2cos14cos14cm rDVVy y k z
(6.70)
Presiunea gazelor în punctul z se consideră izobară pe segmentul y -z
MPa ppy z 35,9
(6.71)
Temperatura în punctul z
KCCC
cQTT
a cx
d w py z i
y z 1888) () (
(6.72)
Parametrii caracteristici ai pr ocesului de ardere în punctul w
Unghiul corespunzător punctului w
RACw390
(6.73)
Volumul gazelor în punctul w.
32
2,63 2cos14cos14cm rDV Vw w C w
(6.74)
Presiune a corespunzătoare punctului w .
MPaVVp P
wz
z w 14,82,6303,5535,9
(6.75)
Temperatura in punctul w
K TTz w 1888
(6.76)
6.4. CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE
Procesul de destindere reprezintă partea din ciclul motor în care se produce fracțiunea
principală din lucrul mecanic disponibil.
Intervalul de timp în care se desfășoară destinderea este cuprinsă între mom entul încetării arderii
(punctul t din ciclu) și deschiderii supapei de evacuare (punctul dSE); în ciclul teoretic destinderea
se prelungește până la PMI).
Alegerea parametrilor de calcul.
Exponentul politropic al destinderii.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
55
38,1…28,1dm. Se adoptă
33,1dm
Avansul la deschiderea supapei de evacuare.
RACDSE 80…40
. Se adoptă
RACDSE60 .
Unghiul corespunzător punctului w.
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume:
RACw390 .
Presiunea gazelor în punctul w.
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume:
MPa Pw 14,8
Volumul gazelor în punctul w.
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume:
32,63 cm Vw
Temperatura gazelor în punctul w.
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume:
K Tw1888
Exponentul politropic al comprimării.
L-am adoptat la calculul procesului de comprimare și anume
34,1Cm .
Presiunea medie în cursa de evacuare.
L-am adoptat la calculul procesului de admisie și anume
MPa Pg 13,0
Presiunea la sfârșitul admisiei.
A rezultat din calculul procesului de admisie și anume
MPa Pa 1562,0 .
Temperatura la sfârșitul admisiei.
A rezultat din calculul proc esului de admisie și anume
K Ta 7,337 .
Determinarea mă rimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de destindere.
Calculul mărimilor de stare în momentul deschiderii supapei de evacuare , punctul u' :
Unghiul
DSE corespunzător deschideri supapei de evacuare.
RACDSE DSE 480 60 540 540
(6.77)
Volumul gazelor în momentul deschiderii supapei de evacuare.
32
72,294 ))) 2cos1(4) cos1(((4cm rDV VDSE DSE C DSE
(6.78)
Presiunea gazelor în momentul deschiderii supapei de evacuare.
MPaVVP P
DSEw
w DSE 05,1) (
(6.79)
Temperatura gazelor in momentul deschiderii supapei de evacuare:
KVVT Tdm
DSEw
w DSE 11361
(6.80)
Calculul mărimilor de stare în punctul u :
Se face asemănător cu punctul u’ , având în vedere condiția:
RACu540.
Volumul gazelor la sfârșitul cursei de destindere este:
341,357 cm Vu
Presiunea gazelor în punctul u este:
MPa Pu 8127,0
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
56
Temperatura gazelor în punctul u este :
K Tu1066
Tab.6.2 . Parametrii procesului de destindere
α
[°RAC] Xp
[mm] Vx
[cm3] px
[MPa] Tx
[K]
390 6,42 63,20 8,1419 1888 w
400 11,09 83,14 5,6539 1724
410 16,68 107,07 4,0387 1586
420 22,96 133,89 2,9999 1474
430 29,63 162,44 2,3198 1382
440 36,45 191,57 1,8628 1309
450 43,15 220,22 1,5477 1250
460 49,51 247,43 1,3255 1203
470 55,37 272,46 1,1661 1166
480 60,58 294,72 1,0504 1136 u'
490 65,04 313,83 0,9662 1112
500 68,72 329,55 0,9054 1095
510 71,58 341,77 0,8626 1082
520 73,62 350,48 0,8342 1073
530 74,83 355,68 0,8180 1067
540 75,24 357,41 0,8127 1066 u
Calculul mă rimilor de stare în punctul u*
Deoarece supapa de evacuare se deschide cu un avans față de PMS scăderea presiunii în
cilindru are loc mai rapid decât în cazul unei destinderi politrope u’ – u cu D.S.E. în PMS (ciclul
teoretic) . De aceea , după D.S.E. presiunea scade după evoluția u’ – u*. Evident că V u*=V u=V a ; cu
suficientă aproximație se poate considera că :
MPaPPPu a
u4845,028127,0 1562,0
2*
(6.81)
KppT T
au
a u7, 10471562,04845,07,337*
*
(6.82)
Calculul duratei procesului de destindere în ˚RAC și secunde
Utilizând relațiile , obținem :
Δαwu = α u – αw = 480 –390=90˚RAC (6.83)
msnwu
wu 58,25800690
6
(6.84)
6.5 TRASAREA DIAGRAMEI INDICATE
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
57
Pe baza calculului proceselor care alcătuiesc ciclul motor se construiește diagrama indicată.
Ea servește pentru determinarea indicilor de perfecțiune ai ciclului precum și pentru calculul
solicitărilor mecanice și termice din organele mecanismului motor.
Tab.6.3 . Diagrama indicată
α
[°RAC] Xp
[mm] Vx
[cm3] px
[MPa] Li
[Nm]
0 0 35,7 0,1392
10 0,74 38,9 0,1498 0,46
20 2,92 48,2 0,1542 1,41
30 6,42 63,2 0,1562 2,33
40 11,09 83,1 0,1562 3,11
50 16,68 107,1 0,1562 3,74
60 22,96 133,9 0,1562 4,19
70 29,63 162,4 0,1562 4,46
80 36,45 191,6 0,1562 4,55
90 43,15 220,2 0,1562 4,47
100 49,51 247,4 0,1562 4,25
110 55,37 272,5 0,1562 3,91
120 60,58 294,7 0,1562 3,48
130 65,04 313,8 0,1562 2,98
140 68,72 329,6 0,1562 2,45
150 71,58 341,8 0,1562 1,91
160 73,62 350,5 0,1562 1,36
170 74,83 355,7 0,1562 0,81
180 75,24 357,4 0,1562 0,27
190 74,83 355,7 0,1572 -0,27
200 73,62 350,5 0,1603 -0,83
210 71,58 341,8 0,1658 -1,42
220 68,72 329,6 0,1741 -2,08
230 65,04 313,8 0,1859 -2,83
240 60,58 294,7 0,2022 -3,71 a'- ISA 250 55,37 272,5 0,2247 -4,75
260 49,51 247,4 0,2556 -6,01
270 43,15 220,2 0,2988 -7,54
280 36,45 191,6 0,3602 -9,44
290 29,63 162,4 0,4492 -11,79
300 22,96 133,9 0,5821 -14,72
310 16,68 107,1 0,7854 -18,34
320 11,09 83,1 1,1023 -22,59 c' 330 6,42 63,2 1,5917 -26,86 d 340 2,92 48,2 2,2880 -29,08
350 0,74 38,9 3,0502 -24,85 c'' 360 0,00 35,7 3,4164 -10,21
370 0,74 38,9 6,1079 15,03 y 375 1,65 42,8 9,3502 30,20
380 2,92 48,2 9,3502 50,50
z 385 4,51 55,0 9,3502 63,83
w 390 6,42 63,2 8,1419 71,42
400 11,09 83,1 5,6539 137,53
410 16,68 107,1 4,0387 115,97
420 22,96 133,9 2,9999 94,40
430 29,63 162,4 2,3198 75,95
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
58
440 36,45 191,6 1,8628 60,92
450 43,15 220,2 1,5477 48,84
460 49,51 247,4 1,3255 39,10
470 55,37 272,5 1,1661 31,18 u'-DSE 480 60,58 294,7 1,0504 24,67
EVACUARE
INERȚIALĂ
490 65,04 313,8 0,9662 19,27
500 68,72 329,6 0,8641 14,39
510 71,58 341,8 0,7826 10,06
520 73,62 350,5 0,6643 6,30
530 74,83 355,7 0,5450 3,15
u 540 75,24 357,4 0,4845 0,89
550 74,83 355,7 0,3941 -0,76
EVACUARE
FORȚATĂ 560 73,62 350,5 0,2531 -1,68
570 71,58 341,8 0,1300 -1,67
580 68,72 329,6 0,1300 -1,59
590 65,04 313,8 0,1300 -2,04
600 60,58 294,7 0,1300 -2,48
610 55,37 272,5 0,1300 -2,89
620 49,51 247,4 0,1300 -3,25
630 43,15 220,2 0,1300 -3,54
640 36,45 191,6 0,1300 -3,72
650 29,63 162,4 0,1300 -3,79
660 22,96 133,9 0,1300 -3,71
670 16,68 107,1 0,1300 -3,49
680 11,09 83,1 0,1300 -3,11
DSA 690 6,42 63,2 0,1317 -2,61
700 2,92 48,2 0,1342 -1,99
710 0,74 38,9 0,1368 -1,26
720 0 35,7 0,1392 -0,44
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
59
Fig. 6.5 . Diagrama indicată p -V
I.S.E. – Închidere supapă evacuare
I.S.A – Închidere supapă admisie
c’– Moment declanșare scânteie
d – Moment declanșare ardere
y -z – Puncte corespunzătoare presiunii maxime
w – Sfârșitul arderii
u’-D.S.E. – Deschidere supapă evacuare
D.S.A. – Deschidere supapă admisie
012345678910
0 60 120 180 240 300 360p [MPa]
v[cm3]
Diagrama indicat
ă
admisia comprimarea arderea destinderea evacuarea
y
z
w
d
c'
P.M.I.P.M.S.
u
D.S.A
I.S.E
u'
–
D.S.E
a
'
–
I.S.A
c''
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
60
Fig. 6.6 . Diagrama desfășurată p -α
Fig. 6.7 . Bucla inferioară a diagramei indicate
012345678910
0 60 120 180 240 300 360 420 480 540 600 660 720p [MPa]
α[°RAC]Diagrama indicată desfășurată
admisia comprimarea arderea destinderea evacuarea
y
z
w
c
'
c
''
a'
–
Î.
S
.
A
.
d
u'
–
D
.
S
.
E
.
u
0,100,130,160,190,220,25
0 60 120 180 240 300 360p [MPa]
v[cm3]Bucla inferioară a diagramei indicate
admisia comprimarea evacuarea
D.S.A
I.S.E
a
'
–
I.S.A
u
P.M.I.P.M.S.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
61
6.6.CALCULUL INDICILOR INDICAȚI ȘI EFECTIVI
Calculul indicilor indicați
Lucrul mecanic schimbat de gazele din cilindru cu pistonul , după efectuarea unui ciclu
motor se numește lucru mecanic indicat rezultat al unui ciclu și se notează cu L i . El este
proporțional cu aria buclei superioare a diagramei indicate, cuprinsă între evoluțiile de comprimare
și destindere.
Li=722,39 J
Presiuna medie indicată este de fapt lucrul mecanic indicat dezvoltat de unitatea de cilindree
se mai numește și presiune medie indicată întrucât pi are unitatea de măsură a presiunii.
MPaVLp
si
i 246,27,32139,722
(6.85)
Randamentul indicat:
4,0 314,8
i va i
ai
iQT
pp
(6.86)
Consumul specific indicat :
hkWg
Qc
i ii 9,192439304,0106,3 106,36 6
(6.87)
Puterea indicată:
CP kWinVpPs i
i 4,142 7,1044303 5800 107,321 246,2
303
(6.88)
Moment indicat:
NmnPiM
Pi 5,17214,3 58007,1041030 10303 3
(6.89)
unde:
pi,po [MPa ] – presiunea medie indicată și presiunea în timpul admisiei;
Vs [cm3]- cilindreea unitară ;
i – numărul de cilindri i ai motorului;
n=n p este turația motorului;
=4 -numărul de timpi.
Calculul indicilor efectivi
Se alege randamentul mecanic al motorului după tipul motorului, MAS: m=0,8.
presiunea medie efectivă:
MPa p pi m e 797,1 246,28,0
(6.90)
randamentul efectiv:
38,0i m e
(6.91)
consumul specific efectiv de combustibil
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
62
hkWg cc
mi
e 1,2418,09,192
(6.92)
puterea efectivă:
CP kW P Pi m e 9,113 8,837,1048,0
(6.93)
moment efectiv:
NmnPeM
Pe 13814,3 58008,83 1030 10303 3
(6.94)
Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului
Se determină puterea litrică, puterea pe cilindru și puterea raportată la aria pistonului:
lkW
VPP
te
L 02,85965108,833
(6.95)
cilkW
iPPe
e 35,2738,83
1
(6.96)
2 2 2197,63
4738,093,27
4* dmkW
DPPe
A
(6.97)
lNm
VMM
te
L 18196510 1383
(6.98)
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
63
7. CALCULUL CINEMATIC
7.1.CINEMATICA PISTONULUI
Deplasarea pistonului
Expresia deplasă rii momentane a pistonului pistonului ( xp) față de P.M.I. este dat ă de rela ția:
)2cos1(4) cos1( r xp
(7.1)
Deplasarea pistonului poate fi considerate ca suma a doua functii armonice astfel:
xp = xpI + xpII (7.2)
unde:
I ordinulde armonica r xpI ) cos1(
II ordinulde armonicarxpII )2cos1(4
Graficul de varia ție a deplasării pistonului se obț ine prin puncte, însumând cele două armonici, iar
alura de variație se redă în figura următoare:
Fig. 7 .1. Variația deplasării pistonului
Viteza pistonului
Expresia vitezei momentane a pistonului este data de rela ția:
)2sin2(sin r wp
(7.3)
unde:
ω-viteza unghiulara a arborelui cotit
Viteza pistonului poate fi considerată ca o suma de două funcț ii armonice:
wp=w pI+w pII (7.4)
unde: 01020304050607080
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360xp[mm]
α°[RAC]Deplasarea pistonului
xpI
xpII
xp
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
64
I ordinulde armonica r wpI sin
II ordinulde armonicarwpII 2sin2
Graficul de variație a vitezei pistonului se obține prin puncte, însumând cele două armonici, iar
alura de variație se redă în figura 7.2 .
Fig. 7.2 . Varia ția vitezei pistonului
Acceleraț ia pistonului
Expresia acceleraț iei momentane a pistonului este dat ă de relaț ia:
)2cos (cos2 r ap
(7.5)
Acceleraț ia pistonului poate fi considerată ca o suma de două funcț ii armonice:
ap=apI+apII (7.6)
unde:
I ordinulde armonica r apI cos2
II ordinulde armonica r apII 2cos2
Graficul de variație a vitezei pistonului se obține prin puncte, însumând cele două armonici, iar
alura de variație se redă în figura 7.3. -30-20-100102030
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360Wp[m/s]α°[RAC]Viteza pistonului
WpI
WpI
I
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
65
Fig. 7.3 . Variatia acceleraț iei pistonului
Tab.7.1 . Cinematica pistonului
α
[°RAC
] Deplasarea pistonului
[mm] Viteza pistonului
[m/s] Accelerația pistonului
[m/s2]
xpI xpII xp WpI WpII Wp apI apII ap
0 0 0 0 0 0 0 13878 4079 17957
10 0,57 0,167 0,74 3,97 0,583 4,55 13667 3833 17500
20 2,27 0,647 2,92 7,81 1,149 8,96 13041 3125 16166
30 5,04 1,382 6,42 11,42 1,679 13,10 12019 2040 14058
40 8,80 2,284 11,09 14,69 2,159 16,85 10631 708 11339
50 13,44 3,245 16,68 17,50 2,572 20,08 8920 -708 8212
60 18,81 4,147 22,96 19,79 2,908 22,70 6939 -2040 4899
70 24,75 4,882 29,63 21,47 3,156 24,63 4746 -3125 1622
80 31,09 5,362 36,45 22,50 3,307 25,81 2410 -3833 -1423
90 37,62 5,529 43,15 22,85 3,358 26,21 0 -4079 -4079
100 44,15 5,362 49,51 22,50 3,307 25,81 -2410 -3833 -6243
110 50,49 4,882 55,37 21,47 3,156 24,63 -4746 -3125 -7871
120 56,43 4,147 60,58 19,79 2,908 22,70 -6939 -2040 -8979
130 61,80 3,245 65,04 17,50 2,572 20,08 -8920 -708 -9629
140 66,44 2,284 68,72 14,69 2,159 16,85 -10631 708 -9923
150 70,20 1,382 71,58 11,42 1,679 13,10 -12019 2040 -9979
160 72,97 0,647 73,62 7,81 1,149 8,96 -13041 3125 -9916
170 74,67 0,167 74,83 3,97 0,583 4,55 -13667 3833 -9834
180 75,24 0,000 75,24 0,00 0,000 0,00 -13878 4079 -9798
190 74,67 0,167 74,83 -3,97 -0,583 -4,55 -13667 3833 -9834
200 72,97 0,647 73,62 -7,81 -1,149 -8,96 -13041 3125 -9916
210 70,20 1,382 71,58 -11,42 -1,679 -13,10 -12019 2040 -9979
220 66,44 2,284 68,72 -14,69 -2,159 -16,85 -10631 708 -9923
230 61,80 3,245 65,04 -17,50 -2,572 -20,08 -8920 -708 -9629
240 56,43 4,147 60,58 -19,79 -2,908 -22,70 -6939 -2040 -8979
250 50,49 4,882 55,37 -21,47 -3,156 -24,63 -4746 -3125 -7871
260 44,15 5,362 49,51 -22,50 -3,307 -25,81 -2410 -3833 -6243 -20000-15000-10000-500005000100001500020000
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360ap[m/s2]
α°[RAC]Accelerația pistonului
apI
apII
ap
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
66
270 37,62 5,529 43,15 -22,85 -3,358 -26,21 0 -4079 -4079
280 31,09 5,362 36,45 -22,50 -3,307 -25,81 2410 -3833 -1423
290 24,75 4,882 29,63 -21,47 -3,156 -24,63 4746 -3125 1622
300 18,81 4,147 22,96 -19,79 -2,908 -22,70 6939 -2040 4899
310 13,44 3,245 16,68 -17,50 -2,572 -20,08 8920 -708 8212
320 8,80 2,284 11,09 -14,69 -2,159 -16,85 10631 708 11339
330 5,04 1,382 6,42 -11,42 -1,679 -13,10 12019 2040 14058
340 2,27 0,647 2,92 -7,81 -1,149 -8,96 13041 3125 16166
350 0,57 0,167 0,74 -3,97 -0,583 -4,55 13667 3833 17500
360 0 0 0 0,00 0,000 0,00 13878 4079 17957
5.3.2.CINEMATICA BIELEI
Cinematica bielei se studiaz ă ținâ nd seama că biela are o mi șcare plan – paralelă complexă.
Mișcarea bielei se va studia î n funcție de unghiul 𝛼 ale cărui valori poziționează biela in mișcare.
Spațiul unghiular al bielei
Expresia spatiului unghiular al bielei este:
) sin arcsin(
(7.7)
Alura de varia ție a curbei
)(f se redă în fig. 7.4 .
Fig. 7.4 . Variația spațiului unghiular al bielei
Viteza unghiulara a bielei
Expresia vitezei miscarii bielei este:
srad
2 2sin 1cos
(7.8)
Alura de variaț ie a curbei ωb=f(α) se redă în fig. 7.5 .
-20-15-10-505101520
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360β [°]
α°[RAC]Spațiul unghiular al bielei
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
67
Fig. 7.5 .Varia ția vitezei unghiulare a bielei
Acceleraț ia unghiulară a bielei
Expresia acceleraț iei unghiulare a bielei este:
2232 22 2
sin 1sin)1 (srad
(7.9)
Alura de variație a curbei ε b=f(α) se redă în fig. 7.6.
Fig. 7.6 .Variația accelerației unghiulare a bielei
-200-150-100-50050100150200
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360ωb [rad/s] α°[RAC]Viteza unghiular ăa bielei
-150000-100000-50000050000100000150000
0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360εb [rad/s2]
α°[RAC]Accelera ția unghiular ăa bielei
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
68
Tab.7.2 . Cinematica bielei
α°[RAC] β [°] ωb [rad/s] εb [rad/s2]
0 0 178,53 0
10 2,93 176,05 -17270
20 5,77 168,62 -34404
30 8,45 156,31 -51183
40 10,89 139,27 -67248
50 13,01 117,78 -82051
60 14,75 92,31 -94866
70 16,03 63,53 -104862
80 16,83 32,39 -111249
90 17,09 0,00 -113449
100 16,83 -32,39 -111249
110 16,03 -63,53 -104862
120 14,75 -92,31 -94866
130 13,01 -117,78 -82051
140 10,89 -139,27 -67248
150 8,45 -156,31 -51183
160 5,77 -168,62 -34404
170 2,93 -176,05 -17270
180 0,00 -178,53 0
190 -2,93 -176,05 17270
200 -5,77 -168,62 34404
210 -8,45 -156,31 51183
220 -10,89 -139,27 67248
230 -13,01 -117,78 82051
240 -14,75 -92,31 94866
250 -16,03 -63,53 104862
260 -16,83 -32,39 111249
270 -17,09 0,00 113449
280 -16,83 32,39 111249
290 -16,03 63,53 104862
300 -14,75 92,31 94866
310 -13,01 117,78 82051
320 -10,89 139,27 67248
330 -8,45 156,31 51183
340 -5,77 168,62 34404
350 -2,93 176,05 17270
360 0,00 178,53 0
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
69
8.CALCULUL DINAMIC
În timpul funcționării motorului, în elementele mecanismului motor iau naștere o serie de
eforturi determinate de forțele ce apar în mecanismul motor, eforturi a căror cunoaștere este
necesară pentru efectuarea calculelor de rezistență, pentru calculul varia ției momentului motor și
dimensionarea volantului, pentru studiul vibrațiilor.
Clasificarea forțelor din mecanismul motor
În mecanismul motor apar patru tipuri de forțe, împărțite în funcție de fenomenul fizic care
le produce:
forțele de presiune (F P) datorate presiunii gazelor ce evoluează în cilindrii motorului;
forțele de inerție (F j, Fr) datorate maselor pieselor în mișcare accelerată de rotație sau de
translație;
forțele de frecare (F f) apărute între piesele aflate în mișcare relativă una față de ce alaltă
datorate forțelor ce se transmit între aceste piese;
forțele de greutate (F g) datorate maselor pieselor.
Dintre aceste forțe, cele de frecare și de greutate au valori mici în raport cu celelalte două
categorii. De aceea pentru calcule prezintă im portanță doar forțele de presiune și cele de inerție.
Forța de presiune a gazelor
Presiunea exercitată pe suprafața capului pistonului de către gazele care evoluează în
cilindru determină o forță de presiune, a cărei determinare se face cu relația:
FDp p NP cil cart 2
4[]
(8.1)
unde:
D=73,8 mm – alezajul cilindrului;
pcil [Mpa] -presiunea gazelor din cilindru
pcart [Mpa] – presiunea gazelor din carter
(pcart=0,1MPa).
Fig. 8.1 . Forța de presiune a gazelor.
Forța de presiune are o alură de variație în timp proporțională cu cea a presiunii fluidului.
În ceea ce privește direcția acestei forțe ea este întotdeauna paralelă cu direcția axei
cilindrului iar sensul este prezentat în fig 5.19: când F P>0 ea este orientată sp re axa de rotație a
arborelui cotit, iar când F P<0 este orientată spre chiulasă. Calculul variației forței F P se face prin
puncte.
Forțele de inerție
Masa care execută mișcare de translație accelerată este:
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
70
mj = m gp +m 1 [kg]
unde:
m1- masa bielei aflată în mișcare de translație
mgp= m p +m b +m seg [kg]
mp – masa pistonului
mb – masa bolțului
mseg – masa segmenților.
Fig. 8.2 . Distribuția maselor bielei.
mgp este masa grupului piston compus din piston, bolț și segmenți, masă care se consideră
concentrată în axa bolțului.
Masa pistonului
Se adoptă aluminiu cu densitatea
3/ 2710 mkgp.
Se modelează în aplicația CATIA pistonul de diametru d=73,8 mm și obțin masa pistonului
kg mp 323,0
Fig.8.3 – Determinarea masei pistonului
Masa bolțului
Se adoptă oțel cu densitatea
3/ 7860 mkgOL.
Se modelează în aplicația CATIA un bolț cu următoarele dimensiuni:
deb=20 mm
dib=11,5 mm
lb=44,5 mm
Se obține masa bolțului:
kg mp 071,0
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
71
Fig.8.4 – Determinarea masei bolțului
Masa segmenților se adoptă:
mseg=0,014 kg
Ca urmare masa grupului piston va fi:
mgp= m p +m b +m seg =0,323+0,071+0,014=0,408 kg (8.2)
Masa bielei
Fig.8.5 – Determinarea masei bielei
După ce se modelează biela, se obține masa de m b=0,379 kg
Această masă se descompune în cele două mase:
▪ m1 concentrată în axa bolțului și care efectuează mișcare de translație
▪ m2 concentrată în axa fusului maneton, care execută o mișcare de rotație.
Între cele două mase (m 1 și m 2 ) și masa bielei există următoarele relații:
m1=(0,2…0,3) m B (8.3)
m2=(0,7…0,8) m B
Se adoptă:
m1 = 0,275 m B= 0,104 kg
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
72
m2 = 0,725 m B=0,275 kg (8.4)
În concluzie, ținând cont de cele de mai sus, se poate calcula masa în mișcare de translație:
mj = m gp +m 1 =0512 kg (8.5)
Cunoscând această masă se poate determina forța de inerție a maselor aflate în mișcare de
translație:
N rm am Fj pj j )2cos (cos2
(8.6)
Forța F j poate fi scrisă ca o sumă de două funcții armonice:
Fj=FjI+FjII (8.7)
unde:
I ordinulde armonica N rm Fj jI cos2
II ordinulde armonica N rm Fj jII 2cos2
În figu ra 8.6 . este prezentată caracteristica forței de presiune a gazelor, a forței de inerție a
maselor în mișcare de translație, precum și a rezultantei acestora în funcție de unghiurile de rotație
ale arb orelui cotit α [°RAC ].
Forța rezultantă F care acționează a supra pistonului este:
F=F P +Fj [N] (8.8)
Tab.8.1 . Forțele de inerție, de presiune a gazelor și rezultanta lor
α [⁰RAC] pcil [MPa] Fp [N] Fj [N] F [N]
0 0,1392 167,6 -9198 -9030
10 0,1498 212,9 -8964 -8751
20 0,1542 231,7 -8281 -8049
30 0,1562 240,1 -7201 -6961
40 0,1562 240,1 -5808 -5568
50 0,1562 240,1 -4206 -3966
60 0,1562 240,1 -2510 -2269
70 0,1562 240,1 -831 -590
80 0,1562 240,1 729 969
90 0,1562 240,1 2090 2330
100 0,1562 240,1 3198 3438
110 0,1562 240,1 4032 4272
120 0,1562 240,1 4599 4839
130 0,1562 240,1 4932 5172
140 0,1562 240,1 5083 5323
150 0,1562 240,1 5111 5352
160 0,1562 240,1 5079 5319
170 0,1562 240,1 5037 5277
180 0,1562 240,1 5019 5259
190 0,1572 244,5 5037 5282
200 0,1603 257,9 5079 5337
210 0,1658 281,4 5111 5393
220 0,1741 316,8 5083 5399
230 0,1859 367,2 4932 5299
240 0,2022 437,0 4599 5036
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
73
250 0,2247 532,9 4032 4565
260 0,2556 665,3 3198 3863
270 0,2988 850,0 2090 2940
280 0,3602 1112,3 729 1841
290 0,4492 1493,2 -831 663
300 0,5821 2061,1 -2510 -448
310 0,7854 2930,3 -4206 -1276
320 1,1023 4285,2 -5808 -1523
330 1,5917 6377,7 -7201 -823
340 2,2880 9354,7 -8281 1074
350 3,0502 12613,1 -8964 3649
360 3,4164 14179,0 -9198 4981
370 6,1079 25686,1 -8964 16722
380 9,3502 39548,0 -8281 31267
390 8,1419 34382,4 -7201 27181
400 5,6539 23745,0 -5808 17937
410 4,0387 16839,3 -4206 12633
420 2,9999 12398,1 -2510 9889
430 2,3198 9490,4 -831 8660
440 1,8628 7536,6 729 8266
450 1,5477 6189,4 2090 8279
460 1,3255 5239,4 3198 8437
470 1,1661 4557,8 4032 8590
480 1,0504 4063,3 4599 8662
490 0,9662 3703,3 4932 8635
500 0,8641 3266,8 5083 8349
510 0,7826 2918,4 5111 8030
520 0,6643 2412,6 5079 7492
530 0,5450 1902,5 5037 6940
540 0,4845 1643,7 5019 6663
550 0,3941 1257,4 5037 6294
560 0,2531 654,6 5079 5734
570 0,1300 128,3 5111 5240
580 0,1300 128,3 5083 5211
590 0,1300 128,3 4932 5060
600 0,1300 128,3 4599 4727
610 0,1300 128,3 4032 4160
620 0,1300 128,3 3198 3326
630 0,1300 128,3 2090 2218
640 0,1300 128,3 729 857
650 0,1300 128,3 -831 -702
660 0,1300 128,3 -2510 -2381
670 0,1300 128,3 -4206 -4078
680 0,1300 128,3 -5808 -5680
690 0,1317 135,5 -7201 -7065
700 0,1342 146,2 -8281 -8134
710 0,1368 157,3 -8964 -8807
720 0,1392 167,6 -9198 -9030
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
74
Fig. 8.6 . Diagrama forțelor
Forțele rezultante din mecanismul motor
Considerând acțiunea simultană a forței de presiune a gazelor și a forțelor de inerție se
obține schema forțelor (fig 8.7.) unde se admite convenția de semn precizată în figura.
Fig. 8.7 .Forțele din mecanismul motor
Forța rezultantă F se descompune în componentele N, care aplică pistonul pe cilindru și B
care acționează asupra bielei:
tgFN
(8.9)
cosFB
(8.10)
Deplasând forța B, ca vector alunecător în centrul fusului maneton (punctul M) și
descompunând -o după două direcții , una normală la maneton – forța Z – și cealaltă tangentă la
maneton – forța T – , se obțin forțele care acționează asupra fusului maneton și fusului palier.
ZB F coscos
cos
(8.11) -20000-1000001000020000300004000050000
0 90 180 270 360 450 540 630 720F [N]
α
[⁰RAC]Diagrama f orțelor
Fp [N] Fj [N] F [N]
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
75
TB F sinsin
cos
(8.12)
Pentru a pune în evidență momentul motor se procedează în felul următor: în cent rul de
rotație al arborelui cotit se plasează două forțe T’ și T” egale și de sens contrar și paralele și egale
în modul cu forța T; în același centru, se deplasează forța Z pe linia ei de acțiune (notată Z’).
Forțele T” și Z’ dau rezultanta B’ care se descompune în componentele F’ și N’ egale cu F și
respectiv cu N.
Forțele T și T’ produc un cuplu al cărui moment M reprezintă momentul motor al cilindrului
care poate fi calculat cu expresia:
M TrF rNm sin
cos[]
(8.13)
Forțele N și N’ alcătuiesc un cuplu al cărui moment M r se numește moment de răsturnare
egal și de sens contrar cu momentul motor:
cossin rF Mr
(8.14)
MrT Mr
(8.15)
În tabelul 8.2. sunt prezentate valorile ce definesc dinamica mecanismului motor pe
întinderea unui ciclu de funcționare.
Fig. 8.8 . Forțele fusului maneton
-15000-10000-500005000100001500020000250003000035000
0 90 180 270 360 450 540 630 720Z [N]
T[N]
α
[⁰RAC]Forțele fusului maneton
Z [N] T [N]
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
76
Fig. 8.9 . Forțele din axa bolțului
Fig. 8.10 . Momentul motor
-20000-10000010000200003000040000
0 90 180 270 360 450 540 630 720N [N]
B[N]
α
[⁰RAC]Forțele din axa bol țului
N [N] B [N]
-300-200-1000100200300400500600700
0 90 180 270 360 450 540 630 720M [N m]
α
[⁰RAC]Momentul motor
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
77
Tab.8.2. Dinamica mecanismului motor
α
[⁰RAC] N
[N] B
[N] Z
[N] T
[N] M
[Nm]
0 0 -9030 -9030 0 0,00
10 -447 -8763 -8541 -1960,09 -73,74
20 -813 -8090 -7285 -3517,11 -132,31
30 -1034 -7037 -5511 -4376,13 -164,63
40 -1071 -5670 -3577 -4399,89 -165,52
50 -917 -4071 -1847 -3627,61 -136,47
60 -597 -2347 -617 -2264,06 -85,17
70 -170 -614 -42 -612,925 -23,06
80 293 1013 -120 1005,403 37,82
90 716 2437 -716 2329,628 87,64
100 1040 3592 -1621 3205,219 120,58
110 1228 4445 -2615 3594,478 135,22
120 1274 5004 -3523 3553,902 133,69
130 1195 5309 -4240 3193,802 120,15
140 1024 5420 -4736 2636,844 99,20
150 795 5410 -5032 1987,135 74,75
160 537 5346 -5182 1314,222 49,44
170 270 5284 -5244 650,7525 24,48
180 0 5259 -5259 6,44E -13 0,00
190 -270 5288 -5248 -651,29 -24,50
200 -539 5364 -5200 -1318,61 -49,60
210 -801 5452 -5071 -2002,45 -75,33
220 -1039 5498 -4804 -2674,84 -100,62
230 -1225 5439 -4345 -3272,28 -123,10
240 -1326 5208 -3666 -3698,49 -139,13
250 -1312 4750 -2794 -3840,87 -144,49
260 -1168 4036 -1821 -3601,64 -135,49
270 -904 3075 -904 -2939,53 -110,58
280 -557 1924 -229 -1910,11 -71,86
290 -190 689 48 -687,738 -25,87
300 118 -464 -122 447,364 16,83
310 295 -1310 -594 1167,128 43,91
320 293 -1551 -978 1203,532 45,28
330 122 -832 -652 517,5443 19,47
340 -109 1080 972 -469,391 -17,66
350 -187 3654 3561 -817,317 -30,75
360 0 4981 4981 -1,2E -12 0,00
370 855 16744 16320 3745,417 140,90
380 3159 31427 28301 13663,06 513,99
390 4039 27480 21520 17088,42 642,85
400 3451 18266 11522 14173,28 533,18
410 2920 12966 5884 11553,99 434,65
420 2603 10225 2690 9865,303 371,12
430 2489 9010 623 8988,741 338,15
440 2500 8635 -1026 8574,229 322,55
450 2546 8662 -2546 8278,94 311,45
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
78
460 2552 8815 -3978 7866,047 295,91
470 2469 8937 -5258 7227,37 271,89
480 2280 8957 -6306 6361,657 239,32
490 1996 8863 -7080 5332,293 200,60
500 1607 8503 -7429 4136,256 155,60
510 1193 8118 -7551 2981,631 112,17
520 757 7530 -7299 1850,973 69,63
530 355 6949 -6896 855,756 32,19
540 0 6663 -6663 2,45E -12 0,00
550 -322 6303 -6255 -776,199 -29,20
560 -579 5763 -5586 -1416,62 -53,29
570 -779 5297 -4927 -1945,6 -73,19
580 -1003 5306 -4636 -2581,44 -97,11
590 -1170 5194 -4149 -3124,74 -117,55
600 -1244 4888 -3441 -3471,76 -130,60
610 -1196 4329 -2546 -3500,37 -131,68
620 -1006 3475 -1568 -3100,95 -116,65
630 -682 2320 -682 -2217,78 -83,43
640 -259 896 -106 -889,382 -33,46
650 202 -731 -51 729,0207 27,43
660 627 -2462 -648 2375,64 89,37
670 943 -4186 -1899 3729,903 140,32
680 1093 -5784 -3649 4488,268 168,84
690 1050 -7143 -5594 4441,878 167,10
700 822 -8176 -7363 3554,47 133,72
710 450 -8818 -8595 1972,542 74,20
720 0 -9030 -9030 4,43E -12 0,00
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
79
9. CALCULUL MOMENTULUI MOTOR SUMAR ȘI A PUTERII
INDICATE
Alegerea configurației arborelui cotit
Pentru a stabili această poziție se va folosi steaua manivelelor. Fiecare cot definește un plan
(p1, p2, p3) numit planul cotului (Fig. 9.1 . Întrucât toate coturile lucrează asupra aceluiași arbore,
planele coturilor formează un fascicul ce se intersectează pe axa de rotație a arborelui cotit. Steaua
manivelelor reprezintă proiecțiile planelor coturilor pe un plan normal axa arborelui cotit.
Pentru a realiza o funcționare uniformă a motorului, aprinderile la cilindrii trebuie să fie
uniform distribuite în interiorul unui ciclu, asta presupune ca decalajul dintre două aprinderi
succesive să fie:
Fig. 9.1 . Schema de dispunere a coturilor arborelui cotit
Determinarea tuturor ordinilor de aprindere posibile și alegerea uneia din acestea
Decalajul dintre manivele va fi:
2403720
c
(9.1)
Pentru alegerea ordinii de aprindere se va ține seama de următoarele criterii:
încărcarea arborelui cotit să fie minimă;
să se reducă pericolul de rezonanță la vibrațiile de torsiune;
să se sporească gradul de umplere al cilindrilor;
Dintre toate aceste criterii cel mai important este primul, de care se va ține seamă în alegerea
ordinii de aprindere optimă. Aceste criteriu spune că nu trebuie să existe aprinderi succesive în doi
cilindrii alăturați.
1 P 3 P 2 P 1
Fig. 9.2 .Ordinea de aprindere
Stabilirea ordinii de lucru a cilindrilor
Având stabilită configurația arborelui cotit și ordinea de aprindere se poate determina
ordinea de lucru a cilindrilor. Ordinea de lucru:
Fig. 9.3 .Ordinea de lucru a cilindrilor
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
80
Calculul momentului motor total și al puterii indicate
Momentul motor instantaneu al unui motor monocilindric este momentul produs de forța
tangențială la maneton T și este dat de relația:
M=T· r (9.2)
Acest moment este o mărime periodică cu perioada
M egală cu perioada ciclului motor
c
(la motorul monocilindric ).
În cazul motorului policilindric, într -un anumit interval unghiular
se produc toate
porțiunile corespunzătoare momentului motor al monocilindrului.
Momentul motor instantaneu rezultant M poate fi obținut prin însumarea în intervalul
a
tuturor valorilor momentului motor al momocilindrului, decalate în raport cu ordinea de aprindere.
Momentul motor mediu al motorului policilindric, se calculează cu relația :
NmnMM 8,170
(9.3)
Nm M Mm e 1378,08,170
(9.4)
unde:
M
– suma valorilor momentului motor instantaneu ;
n – numarul acestor valori
Dacă aprinderile nu sunt uniform decalate pe ciclu, atunci nici momentul MΣ nu este periodic decât
după un ciclu complet. Deci în acest caz ϕM = ϕC/3 = 240°.
Gradul de neuniformitate a momentului motor este:
69,48,170)74,167( 17,634min max
medMMM M
(9.5)
kWn MPp
i 7,103305800 8,170
30
(9.6)
kW PPm i e 838,07,103
(9.7)
Tab.9.1 . Momentul sumar
α
[°RAC] M3
[Nm] M2
[Nm] M1
[Nm] ∑M
[Nm]
0 -139,13 239,32 0,00 100,19
10 -144,49 200,60 -73,74 -17,63
20 -135,49 155,60 -132,31 -112,20
30 -110,58 112,17 -164,63 -163,04
40 -71,86 69,63 -165,52 -167,74
50 -25,87 32,19 -136,47 -130,15
60 16,83 0,00 -85,17 -68,34
70 43,91 -29,20 -23,06 -8,35
80 45,28 -53,29 37,82 29,81
90 19,47 -73,19 87,64 33,92
100 -17,66 -97,11 120,58 5,81
110 -30,75 -117,55 135,22 -13,08
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
81
120 0,00 -130,60 133,69 3,09
130 140,90 -131,68 120,15 129,37
140 513,99 -116,65 99,20 496,53
150 642,85 -83,43 74,75 634,17
160 533,18 -33,46 49,44 549,17
170 434,65 27,43 24,48 486,55
180 371,12 89,37 0,00 460,49
190 338,15 140,32 -24,50 453,96
200 322,55 168,84 -49,60 441,79
210 311,45 167,10 -75,33 403,21
220 295,91 133,72 -100,62 329,00
230 271,89 74,20 -123,10 222,99
240 239,32 0,00 -139,13 100,19
250 200,60 -73,74 -144,49 -17,63
260 155,60 -132,31 -135,49 -112,20
270 112,17 -164,63 -110,58 -163,04
280 69,63 -165,52 -71,86 -167,74
290 32,19 -136,47 -25,87 -130,15
300 0,00 -85,17 16,83 -68,34
310 -29,20 -23,06 43,91 -8,35
320 -53,29 37,82 45,28 29,81
330 -73,19 87,64 19,47 33,92
340 -97,11 120,58 -17,66 5,81
350 -117,55 135,22 -30,75 -13,08
360 -130,60 133,69 0,00 3,09
370 -131,68 120,15 140,90 129,37
380 -116,65 99,20 513,99 496,53
390 -83,43 74,75 642,85 634,17
400 -33,46 49,44 533,18 549,17
410 27,43 24,48 434,65 486,55
420 89,37 0,00 371,12 460,49
430 140,32 -24,50 338,15 453,96
440 168,84 -49,60 322,55 441,79
450 167,10 -75,33 311,45 403,21
460 133,72 -100,62 295,91 329,00
470 74,20 -123,10 271,89 222,99
480 0,00 -139,13 239,32 100,19
490 -73,74 -144,49 200,60 -17,63
500 -132,31 -135,49 155,60 -112,20
510 -164,63 -110,58 112,17 -163,04
520 -165,52 -71,86 69,63 -167,74
530 -136,47 -25,87 32,19 -130,15
540 -85,17 16,83 0,00 -68,34
550 -23,06 43,91 -29,20 -8,35
560 37,82 45,28 -53,29 29,81
570 87,64 19,47 -73,19 33,92
580 120,58 -17,66 -97,11 5,81
590 135,22 -30,75 -117,55 -13,08
600 133,69 0,00 -130,60 3,09
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
82
610 120,15 140,90 -131,68 129,37
620 99,20 513,99 -116,65 496,53
630 74,75 642,85 -83,43 634,17
640 49,44 533,18 -33,46 549,17
650 24,48 434,65 27,43 486,55
660 0,00 371,12 89,37 460,49
670 -24,50 338,15 140,32 453,96
680 -49,60 322,55 168,84 441,79
690 -75,33 311,45 167,10 403,21
700 -100,62 295,91 133,72 329,00
710 -123,10 271,89 74,20 222,99
720 -139,13 239,32 0,00 100,19
Fig. 9.4.Momentul sumar
-300-200-1000100200300400500600700
0 90 180 270 360 450 540 630 720M[Nm]
α
[⁰RAC]Momentul sumar
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
83
PARTEA C. RAPORTUL DE STAGIU
10. CORECȚIA ESTIMĂRII CANTITĂȚII DE AER ADMISE DE MOTOR ÎN
REGIM TRANZITORIU
Stagiul de practică a fost desfășurat în cadrul Grup ului Renault, la Centrul Tehnic Titu,
departamentul de Inginerie Mecanică – Calibrare si optimizare motoare cu ardere internă. Centrul
Tehnic Titu (CTT) este al doilea cel mai mare centru pentru teste din cadrul grupului fiind situat la
jumătatea distanț ei dintr e biroul RTR de la București ș i platforma industriala de la Mioveni.
Fig.10.1. Locul desfășurării stagiului – Centrul Tehnic Titu
10.1 STRUCTURA, ACTIVITĂȚILE SI OBIECTIVELE DEPARTAMENTULUI DE
CONTROL ȘI PUNERE LA PUNCT A MOTOARELOR CU ARDERE INTERNA
In amontele dezvoltării si vânzării unui nou vehicul există mai multe etape precum :
Analiza client, când se face un studiu care urmarește potențialii clienți ș i nevoile lor pent ru
a le satisface;
Rezultatul analizei ajunge la biroul de studii mecanice unde se stabilește definiția tehnică a
vehiculului ș i la arhitecț ii soft si control motor unde se pune la punct partea de software ce va fi
folosită pentru calibrarea MAI/TA;
Se realizeaz ă motorul, respectiv vehiculul prototip și macheta soft;
Urmează partea de calibrare MAP, când se fac calibrări, iar dacă sunt probleme sofware, se
face un retur.
Odată ajuns e la MAP, se construiesc calibrări având ca principale obiective, urmă toarele :
Respectarea legislației și normelor de poluare în vigoare în țara unde se vor vinde
autovehiculele;
Testare motoare la ieșirea de pe bandă/din uzină0 ;
Satisfacerea clientului prin calitatea produsului;
Tratarea problemelor ap ărute în viață serie – plângeri client.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
84
Fig.10.2. Etapele din amontele dezvoltării și vânzării unui vehicul
Ca și struct ură, MAP este împărțit în șase prestații, interconectate, astfel încâ t oric e modificare a
uneia o afectează pe alta. Astfel, întotdeauna trebuie să se facă un compromis.
Fig.10.3. Prestațiile din cadrul MAP
Reglaj de bază – optimizarea energetic ă a motorului.
Agrement – asigurarea unei fu ncționări a vehiculului fără ș ocuri.
Climatic – pornirea vehicul ului pe o plajă de temperaturi limită.
Depol – asigurarea respectă rii normelor de poluare în vigoare.
OBD – oferirea unei metode de autodiagnosticare la bord a vehiculului.
Transmisii automate – optimizarea trans misiilor automate care echipează autovehiculele.
Echipamente ș i soft -uri utilizate pentru buna desfășurare a activităț ilor
Calibrarea unui motor începe pe bancul motor de î ncerc ari, se trece pe vehicul utilizâ nd
bancul cu role pentru a verifica reglajele e fectuate cu primul echipament, în final se efectu ându -se
teste pe pista de încerc ări în condiții câ t mai apropiate de cele din trafic real.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
85
a)
b)
Fig.10.4. a) Bancul motor ; b) Bancul cu role
Prezentarea bancului motor și a bancului cu r ole:
1. Bancul motor
Fig.10.5. Prezentarea bancului motor
Bancul motor este format din:
sistem de achiziție date
balanță de carburant
mașină de incărcare – generator de sarcină
ventilație – asigurare temperatură î n celula de incercare pentru repetabilitate teste
instalație aer carburant
senzori
masă seismica pentru a izola transmiterea vibrațiilor provenite de la motor
extractor
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
86
2. Bancul cu role
Fig.10.6. Prezentarea bancului cu role
Bancul cu role este format din:
sistem de control al bancului și a temperaturii, umidit ății aerului din celulă;
ecran de vizualizare a ciclulu i de î ncercare;
instala ție de furnizare aer pentru diluț ie gaze eș apament;
extractor gaze eșapament;
suflantă pentru asigurarea r ăcirii î n funcție de viteza de deplasare a autovehiculului;
sistem de sarcin ă pen tru generarea rezistențelor la î naintare.
Pentru calibrarea și verificarea testelor efectuate atât la cele două bancuri, cât și pe pistă, se
utilizează urmă toarele soft -uri:
INCA, p ermite calibrarea și urmarirea î n timp real a parametrilor de funcț ionare motor;
MDA, soft de analiză a datelor î nregistrate;
MATLAB, pr ogram de calcul care facilitează calibrarea ș i interpretarea rezultatelor;
MS OFFICE pentru crearea unor rapoarte, calcul e;
COCERTO / EDES, sof t dedicat pentru stocarea modifcărilor efectuate în calibră ri.
DDT2000, soft pe ntru diagn osticare utilizâ nd priza OBDII.
DUAL -SCAN, pentru achiziția datelor de la senzorii de presiune, temperatură, debit.
Suplimentar, pentru tema mea de stagiu am mai utilizat un debitmetru pentru a măsura
debitul de aer admis și a -l compara cu debit ul de aer măsurat de Sensyflow (Flowsonix), dispozitiv
acreditat AQM și utilizat la bancul motor pentru determinarea cantității de aer admise.
Fig.10.7. Echipamente și soft -uri utilizate
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
87
10.2 PRESTAȚIA – REGLAJ DE BAZĂ (RDB)
În cele trei luni de stagiu am studiat “ Corecția estimării cantităț ii de aer admise de motor
în regim tranzitoriu ” în cadrul prestației – Reglaj de bază.
Reglajul de bază reprezintă prima etapă de calibrar e efectivă a motorului. Se ocupă cu
reglarea parametrilor cheie ai mo torului cu aprindere prin scânteie: aer, carburant și avans , pentru
obținerea unor performan țe energetice și de consum cât mai bune, în concordanță cu fiabilitatea
motorului și siguranț a.
Fig.10.8. Activitățile prestației Reglaj de Bază
Funcț ionarea motorului cu aprindere prin scâ nteie (M.A.S.)
Motorul cu aprindere prin scânteie este un motor ce foloseș te drept combustibil un amestec
de vapori de aer și carburant, care este aspirat prin supapa de admisie î n cilindru. Arderea
combustibilului are loc cu ajutorul unei bujii care produce scanteie, gazele produse imping pistonul
efectuandu -se astfel lucru mecanic.
Performantele motorului (putere, moment) depind de eficacitatea umplerii, care la randul ei
este influentata de o serie de factori precum:
Parametrii constructivi si functionali ai motorului (cilindree unitara, raport de comprimare
etc.)
Conditiile atmosferice: temperatura si presiune
Caracteristicile carburantului (benzina, diesel, ethanol, volatilitate, indice octanic)
Limitarea momentului transmis si suportat de cutia de viteze si ambreiaj
Pozitiile VVT -ului
Timp de injectie
Dezactivarea cilindrilor etc.
Fig.10.9. F actorii care influențează umplerea motorului (presiunea, temperatura, pozițiile VVt -ului)
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
88
Arderea se realizează complet c ând este î ndeplinit ă condiț ia de amestec stoichiometric, adică
când pentru arderea unui kg de combustibil este necesară o cantitate de aer ap roximativ egală cu
14,8 kg. In acest caz, coeficientul excesului de aer
11R (R=Richesse).
Daca R<1, amestecul este sărac, arderea este deficitară și se facilitează producerea de NOx
pe care catalizatorul tri -component nu îl poate trata ș i este toxic pentru om, iar expunerea
îndelungat ă poate produce cancer pulmonar.
Fig.10.10. Subestimarea cantității de aer admise de motor și efectele ei
Daca R>1, amestecul este bogat, iar arderea are loc parțial, producându -se HC si CO. Î n
acest caz , printr -un EGR intern sau extern se pot reduce ace ste emisii poluante. Metoda de
îmbogăț ire a amestecului s e practică pentru protecția termică a motorului . Cu toate acestea,
Riches se-ul trebuie să se încadreze î n intervalul 0,95 -1,05. De aceea , este necesar controlul în buclă
închisă, adică în funcție de valoarea obținută se aplică corecț ii pentru stabili zarea Richesse -ului î n
jurul valorii 1.
Fig.10.11. Supraestimarea cantității de aer admise de motor și efectele ei
Estimarea umplerii î n regim stabilizat
Pentru stabilirea cantit ății de aer ce intra în motor î n procesul de admisie se face o estimare
plecâ nd de la formula:
𝑝∙𝑣=𝑚∙𝑅∙𝑇 (10.1)
unde:
p – presiunea util ă în colectorul de admisie;
v – cilindreea unitară ;
R – constanta gazului perfect;
T- temperatura aerului care pă trunde în admisie;
m-masa de aer.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
89
Dar această ecuaț ie nu corespunde din punct de vedere fizic admisiei reale din cauza
fenomenelor acustice produse de :
arhitectura -forma -lungime traseu admisie
legea de mișcare/distribuț ie a arborelui cu came
VVT -ul prin alegerea diferitele valori de avans sau întârziere la deschiderea/î nchiderea
supapelor.
pierderi termice.
Fig.10.12. Influența traseului de admisie, pozțiile VVT -ului și configurația arborelui cu came asupra masei de aer
admise
Astfel, în această ecuație apare un coeficient de corecț ie α = randament volumetric care
ține seama de tura ție, sarcină= MAP (Manifold Air Pres sure – presiune colector), poziț iile VVT –
ului, temperatura aerului.
𝑚𝑎𝑒𝑟=𝜶𝑝∙𝑣
𝑅∙𝑇 (10.2)
Presiunea p este de fapt o presiune corijată a presiunii din colector MAP din care se scade
presiunea p0 = presiunea cand în cilindru nu există aer. Pentru determinarea presiunii p0 se fac teste
la bancul motor când VVT=0 în care se balează presiunea în funcție de turație, după care prin
regresie matematică se determină presiune a.
Temperatura T se măsoară în poarta supapei și este influențată de temperatura lichidului de
răcire care este î n general 90⁰C.
Masa de aer estimată este apoi comparată cu o masă de referință mref admisă în motor și
determinată la presiunea paer=1013mbar și temperatura taer=25⁰C.
𝑚𝑟𝑒𝑓=𝝆𝒂𝒆𝒓∙𝑣 (10.3)
𝑚𝑎𝑒𝑟
𝑚𝑟𝑒𝑓=𝑬𝑨𝑳 (10.4)
EAL=Engine Air Load Sarcina motor
Erorile de EAL trebuie sa fie max. ±5%
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
90
Estimarea umplerii î n regim tranzitoriu
În regim tranzi toriu, umplerea nu se desfășoară ca în stabilizat, ea depinzâ nd de cererea de
cuplu de la pedală . Atunci , umplerea nu mai este constantă, iar Richesse -ul se modifică semnificativ
afectâ nd agrementul de conducere. Pentru stabilizarea Richesse -ului la 1 se fac dive rse corecț ii
suplimentare care se introduc î n cartografia randamentului volumetric.
Fig.10.13. Influența variației turației și/sau sarcinii asupra umplerii și implicit a emisiilor poluante
În funcție de tipul mișcării – accelerare sau decelerare, se face o corecție la care se adaugă
corecția în funcție de presiunea atmosferică și cea în funcție de sarcină, urmând ca acestea să fie
filtrate, iar rezultatul corecțiilor este apoi limitat între doua valori limită: minim și maxim.
Suplimentar mai poate apă rea o corecție în funcție de temperatura lichidului de răcire pentru nevoi
legate de depoluare.
Fig.10.14. Corecțiile care se fac suplimentar în regim tranzitoriu pentru obținerea unei umpleri cât mai bune
și a unui Richesse în jurul valorii 1 ±0,5
În cazul în care umplerea se desfășoară normal î n perioadele tranzitorii, strat egia este
inhibata. Se consideră acceptab il un ecart de Richesse de ±5% între cel în tranzitoriu față de cel din
stabilizat.
Descrierea unui test în regim tranzitoriu la bancul motor
Pentru achiziț ionarea datelor la bancul motor de joasă dinamicitate trebuie să montăm un
Sensyflow pe linia de admisie ș i să comparăm rezultatele obținute cu cele estimate pe baza
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
91
strategiei prezentate anterior. Sensyflow -ul sau Flowsonix -ul este un aparat de măsură acreditat
AQM, utilizat la bancul motor pentru determinarea cantității de aer admise de motor. Acesta se
montează înaintea filtrului de aer la o distanță de aproximativ 80 cm pentru asigurarea unei curgeri
cât mai laminare.
Fig.10.15. Flowsonix de la AVL
Un test în regim tranzitoriu presupune o creștere /descreștere de turație și /sau sarcină într -un
anumit timp. La bancul motor, timpii în care cei doi parametrii se modifică sunt stabiliți astfel încât
rezultatele testelor să fie cât mai apropiate de cele obținute pe vehicul la bancul cu role sau pe pistă.
Fig.10.1 6. Profilul testului utilizat în regim tranzitoriu
Pentru interpretarea rezultatelor și calibrare se utilizează Simucalc sau Excel, iar după ce
simularea a fost realizat ă începe faza de optimizare. Se fac atât înregistrări ale debitului modelat cu
și fără corecție d inamică, cât ș i cu ajutorul Sensyflow -ului de la bancul motor.
10.4. METODĂ ALTERNATIVĂ PENTRU MĂSURAREA DEBITULUI DE AER.
ADAPTAREA UNUI DEBITMETRU UTILIZAT LA M.A.C
Debitmetrul de aer / Le débitmètre d’air / Mass Air Flow . Introducere.
Deoarece Sensyflow -ul este un dispozitiv de dimensiuni relativ mari și specific bancului
motor, acesta nu poate fi utilizat pe vehicul, iar debitul estimat pe cale analitică nu mai poate fi
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
92
comparat. De aceea, pentru a avea tot timpul o comparație între ce a ce se estimează și cea ce intră în
timp real în motor, vom monta un debitmetru de aer și îl vom configura pentru a măsura debitul de
aer admis în motor.
Ce este un debitmetru de aer și ce modele de debitmetre se utilizează în ziua de astăzi ?
Debitmetrul de aer sau MAF (Mass air F low) este un dispozitiv montat în general între
filtrul de aer ș i colectorul de admisie care transmite calculatorul ui motorului o tensiune continuă
corespunzătoare masei de aer ce intra î n motor.
Fig.10.1 7. Funcțion area uzuală a unui debitmetru de aer
În construcția de automobile există două tipuri de debitmetre : cu fir cald sau cu film cald.
Debitmetre cu fir cald.
La intrarea in motor, aerul rece răceș te un fir foarte fin de platina care est e încă lzit electric la
120°C. Cu câ t cantit atea de aer este mai mare cu atât încălzirea firului consumă mai multă energie
electrică. Se măsoară tensiunea electrica necesară și se determină debitul aferent.
Fig.10.1 8. Debitmetru de aer cu fir cald
Debitmetre cu film cald
Această tehnologie utilizează acelaș i principiu ca debitmetrul cu fir cald cu mențiunea că
firul este î nlocuit de un film fin mai robust. Încă lzirea lui se face la 160 °C și rezultatele sunt mai
precise decât î n cazul celui cu fir. A ceastă evoluție de la fir la film permite să fie mai robust și mai
puțin sensibil la murdă rie.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
93
Fig.10 .19. Debitmetru de aer cu film cald
Un alt criteriu dup ă care se clasifică debitmetrele este după tipul semnalul de ieșire: în
frecvență sau î n tensiune.
Sunt prefer ate cele la care debitul variază cu frecvenț a deoarece controlul lor necesită un
osciloscop, iar precizia este mai bun ă. Cu toate ace stea, este un incovenient care împiedică folosirea
pe scară largă și anume preț ul destul de ridicat.
Pentru debitmet rele cu fir sau film cald este suficient să verifică m tensiunea se mnalul care
trebuie sa varieze între 0,5 -1V la ralenti până la 4-4,5V în sarcină plină . Semnalul este gener at de un
amplificator integrat î n debitmetru. Un debitmetru are nevoie de o a liment are de 12V de la baterie ș i
de 5V de la un cal culator ca tensiune de referință. De asemenea, mai are o sondă de temperatură,
care este, în fapt, o rezistență care-și schimbă valoarea în funcț ie de temperatura aerului care intra î n
admisie.
Adaptarea debitmetrului pe un mo tor cu aprindere prin scânteie în scopul
determinării debitului de aer intrat în motor î n procesul de admisie
Debitmetrul de aer a fost montat la începutul admisiei, înaintea filtrului de aer, în apropierea
Sensyflow -ului, pentru a fi mai aproape de acesta și avea un ecart între rezultate cât mai mic.
Fig.10.20. Montarea debitmetrului de aer la începutul admisiei aerului în motor
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
94
Pentru facilitarea determină rii debitului de aer care intra în motor în regimul tranzitoriu câ nd
aceast ă cantitate fluctuează odată cu apă sarea pedalei am încercat s ă folosim un debitmetru de aer
cu fir cald și analiză în tensiune . Acesta posed ă un conector cu 6 pini:
1. Semnal + temperatura aer
2. Semnal – debit aer = MASA
3. Null
4. Sursa de alimentare Ub = 12V
5. Tensiune de referinta Uref = 5V
6. Semnal + debit aer
Fig.10 .21. Pinii debitmetrului de aer
Pentru alimentarea debitmetrului, este necesar s ă conectăm pinul 4 împreună cu masa la o
sursă de alimentare de 12V ca ce a de la bateria automobilului, î n timp ce pentru controlul debitului
de aer pinul 5 și masa trebuie să fie cone ctate la o tensiune de referință de 5V la care să se raporteze
tensiunea m ăsurată, iar pinul 6 ș i masa se vor conecta la un Dual -Scan. Acesta t ransmite datele
experimentale către Inca, unde sunt înregistrate ș i vor urma a fi analizate și comparate cu cele
obținute prin estimare (calibrare) și cele de la banc mă surate de Sensyflow.
Fig.10 .22. Conectarea debitmetrului de aer la Dual -Scan și multimetru. Alimentarea debitmetrului la 12V,respectiv 5V.
Dependența debit -tensiune și temperatură aer -rezistență fir .
Cu aju torul unui captor de temperatură integrat am aflat temperatura aerului din admisie.
Controlul captorului de temperatură se poate face cu a jutorul unui multimetru, care măsoară
rezistența ș i prin curba de transfer se calculează temperatura aerului.
Pentru testele de verificare a funcționării corecte a debitmetrului la bancul motor, preluăm
curba de transfer inițială a debitmetrului, o introducem în Inca și vom măsura d ebitul de aer. Acest
debit îl comparăm cu cel măsurat de Sensyflow, iar dacă ecartul dintre cele două rezultate nu
influențează ceilalți parametrii ai motorului înseamnă că debitmetrul poate fi utilizat și pe vehicul
pentru efectuarea testelor.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
95
Tab. 10.1. Curba de transfer a debitmetrului de aer
Débit
kg/h Tension
V
9,39 1,02
22,73 1,5
53,54 2,1
144,73 2,88
214,33 3,24
293,21 3,56
398,03 3,92
507,22 4,26
Fig. 10.2 3. Curba de transfer a debitmetrului de aer
Efectuarea testelor și interpretarea rezultatelor
Am efectuat mai multe teste de verificare a debitmetrului și am obținut următoarele
rezultate:
În primul caz, avem un test în care turația este 6000 rot/min , iar sarcina 1000mbar. După
cum se poate observa în figura 10.24 . ecartul dintre cele două debite măsurate de Sensyflow și
debitmetru de aer este în jur de 3 -5 kg/h. Având un test în regim stabilizat cele două debite pot fi
comparate și cu cel determinat de dispozitivul de măsură a celor cinci gaze: NO x, HC, CH 4, CO,
CO 2. Avem o diferență între debitmetru și cel de -al treilea aparat de aproximativ 1 kg/h. Aceste
diferențe nu influențează semnificativ Richesse -ul, acesta situându -se în jurul valorii 1, deci TWC
va funcționa la eficiență maximă.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
96
Fig. 10.2 4. Test în stabilizat la n=6000 rot/min și MAP=1000 mbar
În al doilea test, turația crește de la 1000 la 6000 rot/min, iar sarcina urcă de la 350 mbar la
1000 mbar. În acest caz, avem un test în regim tranzitoriu, în care ecartul dintre rezultatele celor
două dispozitive: debitmetru și Sensyflow crește, ajungând la aproximativ 10 kg/h, iar Richesse -ul
nu suferă modificări importante. Aparatul de măsură pe baza analizei celor cinci gaze nu mai poate
fi folosit, întrucât are întârzieri datorate faptului că perioada tranzitorie este foarte scurtă, de ordinul
milisec undelor, iar analiza gazelor durează.
Fig. 10.2 5. Test în tranzitoriu la n= 1000 -6000 rot/min și MAP= 350-1000 mbar
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
97
Pentru a evidenția influența corecției dinamice, am efectuat două teste: cu și fără corecție
dinamică. În figura 10.2 6 avem un test fără corecție dinamică în care turația crește de la 2000 la
6000 rot/min, iar sarcina de la 350mbar în sarcină plină. Putem observa că avem o scădere de
Richesse la 0,91, chiar dacă ecartul dintre Sensyflow și debitmetru nu este semnificativ.
Fig. 10.2 6. Test în tranzitoriu la n= 2000-6000 rot/min și MAP=350 mbar – PC fără corecție dinamică
În cel de -al doilea caz, în aceleași condiții ca la testul anterior, dar activând de data aceasta
corecția dinamică, avem un ecart între debitele măsurate asemănător cazului anterior, iar Richesse –
ul crește până la 0,95 , limita inferioară la care catalizatorul funcționează normal.
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
98
Fig. 10.2 7. Test în tranzitoriu la n=2000 -6000 rot/min și MAP=350 mbar – PC cu corecție dinamică
Concluzii
În urma testelor, putem spune că debitmetrul se poate utiliza pe vehicul ca dispozitiv de
măsură a debitului de aer admis, dar pentru a fi implementat pe toate vehiculele trebuie montat un
filtru pentru spargerea turbulențelor și a avea o curgere cât mai laminară , întrucât am observat că
semnalul fluctuează mult. Odată rezolvată problema turbulențelor de aer, montăm debitmetrul pe
vehicul și efectuăm teste la bancul cu role, respectiv pe pistă.
Fig. 10.2 8. Montarea debitmetrului pe vehicul pentru teste la bancu l cu role și rulare pe pistă
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
99
10.5 EXPERIENȚA MEA LA CENTRUL TEHNIC TITU
Ce a însemnat experiența la Centrul Tehnic Titu pentru mine?
Stagiul efectuat la prestația Reglaj de bază, din cadrul departamentului de Calibrare m-a
ajutat să evoluez atât profesional, cât și personal, deoarece a reprezentat primul meu contact cu
lumea ingineriei înafara facultății, am descoperit ce presupune calibrarea unui motor, am acumulat
mai multe cunoștințe de specialitate și am reușit să corelez ce am învățat în cei patru ani de facultate
cu practica. Pe plan personal, m -a ajutat să îmi dezvolt abilitățile de comunicare și de lucru în
echipă.
Fig. 10. 29. Evoluția în cadrul Renault
Statistic vorbind cele trei luni de stagiu au fost împărțite astfel:
Timpul de acomo dare cu noii colegi și cu activitatea pe care trebuia să o desfășor = 10%
Perioada de documentare cu privire la montarea și funcționarea debitmetrului = 20%
Instrumentarea motorului cu debitmetrul și aparate de măsură = 10%
Efectuarea testelor = 30%
Post-procesarea rezultatelor și încercarea îmbunătățirii lor = 30%
Fig. 10. 30. Experiența mea la Centrul Tehnic Titu
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
100
D. DESENUL DE EXECUȚIE PENTRU ARBORELE COTIT DIN
CONSTRUCȚIA MECANISMULUI MOTOR
Arborele cotit este or ganul motorului care finalizează transfo rmarea lucrului mecanic produs
în cilindrii motorului prin mișcarea de translație a pistoanelor în mișcare de rotaț ie proprie care să
furnizeze un moment motor util. Forma generală a arborelui coti t depinde de o serie de factori: tipul
motorului, numărul ș i dispunerea cilindrilor, ordinea de aprindere, echilibrarea motorului,
materialul utilizat.
Desenul de execuție al arborelui cotit pentru un motor 3L este prezentat în anexa 1.
E. ELABORAREA ITINERARIULUI TEHNOLOGIC PENTRU
FABRICAREA ARBORELUI COTIT DIN CONSTRUCȚIA
MECANISMULUI MOTOR
Arborele cotit este o piesă spațială de maximă complexitate care reprezintă 25…28 % din
masa unui motor cu ardere internă . Arborele cotit al motorului cu 3 cilindrii în linie se obține prin
turnare, materialul folosit fiind fonta aliată cu Cr și Ni.
Fig. 11.1. Arborele cotit pentru un motor 3L
Odată obținut semifabricatul, urmează să fie prelucrat și controlat după următo arele operații:
OPERAȚIA 1: FREZARE
Prindere a
Frezare
Centruire
Desprindere a
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
101
OPERAȚIA 2: STRUNJIRE EXTERIOARĂ A FUSURILOR PALIERE
Prindere a
Strunjirea de degroșare propriu -zisă af usurilor paliere pe strunguri cu cuțite multiple
Strunjirea de finisare a fusurilor paliere pe strunguri cu cuțite multiple
Desprindere a
OPERAȚIA 3: STRUNJIRE EXTERIOARĂ A FUSURILOR MANETOANE
Prinderea
Strunjirea de degroșare propriu -zisă a f usurilor manetoane pe mașini de strunjit speciale
Strunjirea de finisare a fusurilor manetoane pe mașini de strunjit speciale
Desprinderea
OPERAȚIA 4: FILETAREA ȘI GĂURIREA
Prinderea
Găurirea canalelor de ungere pe mașini multiax în două etape: se prelucrează întâi zona de
intrare a burghiului cu o sculă și apoi gaura propriu -zisă
Realizarea alezajului de la capătul dinspre volant al arborelui cotit
Filetarea găurilor pentru fixarea volantului
Desprinderea
OPERAȚIA 5: FREZAREA
Prinderea
Frezarea canalului de pană cu o freză disc
Desprinderea
OPERAȚIA 6: TRATAMENTE TERMICE
Prinderea
Tratamentul termic se execută prin călire C.I.F. la 10 kHz într -un ciclu de 10…15 secunde
încălzire, 10…15 secunde răcire cu aer, 10…15 secunde răcire în apă.
Desprinderea
OPERAȚIA 7: RECTIFICAREA FUSURILOR PALIERE
Prinderea
Rectificarea de degroșare a fusului palier
Rectificarea de finiție a fusului palier prin prindere între vârfuri
Desprinderea
OPERAȚIA 8: RECTIFICAREA FUSURILOR MANETOANE
Prinderea
Rectificarea de degroșare a fusurilor manetoane pe mașini speciale de rectificat
Rectifi carea de finiție a fusurilor manetoane
Desprinderea
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
102
OPERAȚIA 9: ECHILIBRAREA ARBORELUI COTIT
Prinderea
Echilibrarea arborelui cotit se face pe mașini de echilibrat cu comandă manuală sau
mecanică.
Desprinderea
OPERAȚIA 10: SUPERFINISAREA FUSURILOR
Prinderea
Superfinisarea fusurilor prin vibronetezire: pe suprafața fusului sunt aplicate pietre cu
granulație foarte fină, în prezența unui mediu foarte fluid, pietrele fiind mișcate cu o frecvență
foarte mare pe suprafața fusului care are o ușoară mișcare de avans
Desprinderea
OPERAȚIA 11: CONTROLUL ARBORELUI COTIT
Controlul operațional: verificarea dimensiunilor fusurilor , lungimilor treptelor
corespunz ătoare diametrelor măsurate anterior , razei de racordare , conicităț ii, rugozităț ii.
Controlul interoperational : verifica rea tuturor parametrilor obținuț i prin prelucrare , calităț ii
materi alului de strat superficial după tratamentul termic , poziției reciproce a suprafețelor
(cilindricitate, bătaie frontală , coaxialitate ) .
Controlul final : verific area parametrilor dimensionali ș i geometrici , defectelor de suprafață,
durităț ii materialului , încercări de rezistență.
F. CALCULUL DE REZISTENȚĂ A MECANISMULUI MOTOR
CU AJUTORUL APLICAȚIEI CATIA V5
Catia V5 este un program de modelare, analiză și simulare utilizat în zilele noastre pentru
proiectarea pieselor automobilelor și încercarea lor. De asemenea, în acest program se asamblează
și se simulează diverse mecanisme cu scop didactic sau industrial. Pentru verificarea rezistenței
pieselor mecanis mului motor la forțele și momentele care acționează asupra lor, am utilizat Catia
V5 întrucât are aplicabilitate și în industrie, având o precizie mare.
Întrucât ne interesează tensiunile maxime, am aplicat asupra mecanismului motor:
presiunea maximă a gazelor p max=9,35 MPa (asupra pistonului și bielei)
momentul motor maxim M=698,308 Nm (asupra manetonului)
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
103
PISTONUL
Fig. 12 .1. Analiza pistonului în Catia V5
În urma analizei, am obținut
MPa MPaa100 3,53max
Fig. 1 2.2. Deformațiile pistonului în Catia V5
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
104
BIELA
Fig. 1 2.3. Analiza bielei în Catia V5
În urma analizei bielei în Catia V5, am obținut
MPa MPaa180 105max
Fig. 12 .4. Deformațiile bielei în Catia V5
UNIVERSITATEA DIN PITEȘTI
FACULTATEA DE MECANICĂ ȘI TEHNOLOGIE
AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMA
105
ARBORELE COTIT
Fig. 12 .5. Analiza arborelui cotit în Catia V5
Am obținut
MPa MPaa440 215max
Fig. 12 .6. Deformațiile arborelui cotit în Catia V5
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: Licenta Sinziana 2018 [604046] (ID: 604046)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.