Prof. Dr. Ing. Niculae NEGURESCU Absolvent: Ștefan Marinescu BUCUREȘTI 2020 2 Cap.1 Alegerea modelelor similare Pentru a alege modele similare, am… [629551]

1

UNIVERSITATEA POLITEHNICA din BUCUREȘTI
Facultatea de Transporturi
Departamentul Autovehicule Rutiere

PROIECT DE DIPLOMĂ

Coordonator științific:
Prof. Dr. Ing. Niculae NEGURESCU

Absolvent: [anonimizat]
2020

2

Cap.1 Alegerea modelelor similare

Pentru a alege modele similare, am luat in calcul automobile cu o viteza in paliere de aproximativ 205 km/h.
Pentru a indeplini cerinta am ales automobile sport.
Definitia pentru aceste automobile este data pe www.wikipedia.ro , iar majoritatea site -urilor sunt de acord cu
aceasta definitie:
„Automobil de dimensiuni mici, de obicei cu doua l ocrui, proiectat pentru performante dinamice si maniabilitate
ridicate”.
Modele similare:
Nr. Crt. Marca Model An Figura
1 Audi A3 2016 -2019 1
2 BMW Seria 1 2017 -2019 2
3 Volkswagen Golf VII 2016 -2019 3
4 Mercedes -Benz A-class 2018-2019 4
5 Ford Focus 2018 -2019 5
6 Opel Astra K 2015 -2019 6
7 Honda Civic 2017 -2019 7
8 Seat Leon III 2016 -2019 8
9 Mazda 3 2019 9
10 Mini Cooper Clubman 2018 -2019 10
11 Toyota Corolla 2019 11
12 Hyundai I30 2019 12
13 Alfa Romeo Mito 2016 -2019 13
14 Peugeot 308 2017 -2019 14
15 Renault Clio 2016 -2019 15
Tabel 1

3

Figura 2 Figura 1
Figura 3 Figura 4
Figura 5 Figura 6

4

Figura 7 Figura 8
Figura 9 Figura 10
Figura 11 Figura 12
Figura 13 Figura 14
Figura 15

5

1.1 Analiza parametrilor dimensionali

Am ales pe baza histogramei valoarea ampatamentului de 2650 [mm].
Tabel 2. Parametrii dimensionali ale modelelor similare

6

Deoarece majoritatea modeleleor similare au o lungime totala aflata in intervalul (4290, 4404], pentru
autovehiculul nostru o sa alegem o valoare aflata in acest interval.
Eu am ales, ca valoare, pentru lungimea totala a autovehicului 4300 [mm].
4000410042004300440045004600
2450 2500 2550 2600 2650 2700 2750Lungime total ă(La)
Ampatament (L)

7

Cu aj utorul histogramei si pastrand o proporționalitate în funcție de ampatament am ales lățimea totala de 1798
[mm].

17001720174017601780180018201840
2450 2500 2550 2600 2650 2700 2750Lățime totala (la)
Ampatament (L)

8

Înălțimea totală=1450 [mm]

1410142014301440145014601470148014901500
2450 2500 2550 2600 2650 2700 2750Înălțime totală (Ha)
Ampatament (L)
1460148015001520154015601580
2450 2500 2550 2600 2650 2700 2750Ecartament față (E1)
Ampatament (L)

9
Ecartament față=15 48 [mm]

Ecartament spate=1550[mm]

14601480150015201540156015801600
2450 2500 2550 2600 2650 2700 2750Ecartament spate (E2)
Ampatament (L)

10

Consolă față=860[mm]

020040060080010001200
2450 2500 2550 2600 2650 2700 2750Consolă față (C1)
Ampatament (L)
020040060080010001200
2450 2500 2550 2600 2650 2700 2750Consolă spate (C2)
Ampatament (L)

11
Consolă spate=800[mm]

1.2 Analiza parametrilor masici

Nr. Crt Autovehicul Masă
proprie
[kg] Masă
utilă
[kg] Masă
totala
[kg] Volum
portbagaj
[l]
1 Audi 1180 620 1800 380
2 BMW 1300 565 1865 360
3 Volkswagen 1171 579 1750 380
4 Mercedes -Benz 1275 590 1865 370
5 Ford 1418 602 2020 375
6 Opel 1289 611 1900 370
7 Honda 1154 491 1645 420
8 Seat 1138 612 1750 380
9 Mazda 1364 511 1875 334
10 Mini Cooper 1370 545 1915 360
11 Toyota 1310 305 1615 385
12 Hyundai 1343 567 1910 395
13 Alfa Romeo 1170 480 1650 270
14 Peugeot 1310 590 1900 420
15 Renault 1150 510 1660 370
Tabel 3 . Parametrii masici a le modelelor similare

Masă proprie= 1 200 [kg]

1.3 Analiza parametrilor energetici

12
Nr.
Crt. Autovehicul Motor Cilindree
totala
[cm3] Nr.
Cilindrii Putere
maximă/turație
[kW/rpm] Moment maxim/turație
[Nm/rpm]
1 Audi MAS 999 3 in linie 85/5000 -5500 200/2000 -3500
2 BMW MAS 1499 3 in linie 102/4400 220/1250 -4300
3 Volkswagen MAS 1395 4 in linie 93/5000 -6000 200/1400 -4000
4 Mercedes –
Benz MAS 1332 4 in linie 90/4200 200/1460
5 Ford MAC 1996 4 in linie 112/3500 370/2000 -2500
6 Opel MAC 1598 4 in linie 109/3500 -4000 320/2000 -2250
7 Honda MAS 988 3 in linie 96/5500 200/2250
8 Seat MAS 1395 4 in linie 93/5000 -6000 200/1400 -4000
9 Mazda MAS 1998 4 in linie 91/6000 213/4000
10 Mini Cooper MAC 1496 3 in linie 86/4000 270/1750 -2250
11 Toyota MAS 1196 4 in linie 86/5200 -5600 185/1500 -4000
12 Hyundai MAC 1598 4 in linie 101/4000 320/2000 -2250
13 Alfa Romeo MAS 1368 4 in linie 104/5000 250/2500
14 Peugeot MAC 1997 4 in linie 112/4000 370/2000
15 Renault MAS 1197 4 in linie 90/5500 205/2000
Tabel 4. Parametrilor energetici ale modelelor similare

1.4 Performanțe dinamice și de consum de combustibil
Nr.
Crt.
Autovehicul Viteza
maximă
[km/h] Timp 0 -100
km/h
[s] Consum de combustibil
[g/kg] Emisii
CO 2
[g/km] Urban Extraurban Mixt

13
1 Audi 206 9.9 5.7 4.1 4.6 108
2 BMW 210 8.5 6.5 4.5 5.2 120
3 Volkswagen 204 9.1 6.7 4.3 5.2 121
4 Mercedes -Benz 215 9.2 7.4 4.5 5.5 130
5 Ford 210 8.5 5.6 3.6 4.4 115
6 Opel 205 9.7 5.5 3.7 4.4 119
7 Honda 203 10.4 6.1 4.1 4.8 110
8 Seat 203 8.9 6.7 4.3 5.2 120
9 Mazda 197 10.4 6.4 4.3 5.1 118
10 Mini Cooper 192 10.8 4.7 4.0 4.3 112
11 Toyota 195 10.1 7.7 5.5 141
12 Hyundai 200 10 4.6 4.1 4.3 113
13 Alfa Romeo 209 8.1 7.0 4.4 5.4 124
14 Peugeot 211 8.6 4.8 3.7 4.1 108
15 Renault 199 9 6.6 4.4 5.2 120
Tabel 5. Performanțe dinamice și de consum de combustibil ale modelelor similare

Cap 2. Notiuni introductive

Motorul cu ardere internă este un motor termic la care produsele arderii intră în compoziția fluidului motor, iar
evoluțiile acestuia se realizează prin i ntermediul unui piston a cărui mișcare alternativă în interiorul unui
cilindru se transformă în mițcare de rotație de către mecanismul bielă -manivelă.
Motoarele cu ardere interna se pot clasifica dupa mai multe criterii:
• Procedeul de admisie al motorului:
o Motor cu admisiune normală;
o Motor supraalimentat (cu admisiune forțată);
• Procesul de aprindere a combustibilului:
o Motor cu aprindere prin sc ânteie (amestecul combustibil -aer se formează ânaintea arderii, în
interiorul sau exteriorul cilindrilor, iar aprind erea este produsă de o scînteie electrică de înaltă
tensiune) ;
o Motor cu aprindere prin comprimare (amestecul combustibil -aer se formează în interiorul
cilindrilor, iar aprinderea este produsă datorită ăncălzirii combustibilului de către aerul care
esye int rodus și comprimat în prealabil în cilindrii) ;
o Motor cu aprindere prin suprafață caldă;
o Motor diesel -gaz.

14
• Modul de realizare a ciclului sau numărul de rotații ale arborelui cotit în care se realizează un ciclu
motor:
o Motor în doi timpi sau cu ciclul într -o rotație ;
o Motor în patru timpi sau cu ciclul țn două rotații.
Mecanismul motor este alcătuiut din două părți și anume:
• Partea mobilă denumiă mecanismul bielă -manivelă care este format din trei organe principale →
piston, bielă și arborele cotit
• Partea fi xă care cuprinde cilindrul, chiulasa și carterul.

2.1 Rol, componență și condiții funcționale ale arborelui cotit
Arborele cotit preia forțele K transmise de biele și forțele de inerție ale maselor cu mișcare de rotație. Forțele K
transmise de bielă sunt forțele care rezulță din acțiunea forțelor de presiune și a forțelor de inerție ale maselor
aflate în mișcare de translație. Arborele cotit comandă distribuția gazelor și asigură deplasarea organelor mobile
din instalașiile auxiliare ale motorului.
Elementele componente ale arborelui cotit:
• Fusurile palier prin care se sprijină în lagăre;
• Fusurile manetoane care servesc la articularea bielelor
• Brașele ce realizează legăturile dintre fusuri și sunt prevăzute uneori, în partea opusă fusului maneton
adiac ent, cu mase adiționale, numite contragreutățiș
• Contragreutățile au rolul de a ameliora echilibrajul forțelor de inerție, al momentelor lor și de a
descărca partial lagărele;
• Extremitățile pe care se monteaza diferite organe.

Fig 16. Componentele arborel ui cotit

15
Configurația de ansamblu este determinate de dispunerea cilindrilor motorului și de cerințele privind gabaritele
și funcționarea acestuia. La motoarele în linie, arborele are câte un cot pentru fiecare cilindru. Soluția clasică se
obține când numă rul de fusuri palier este i+1, i fiind numărul de cilindrii. Pentru unele automobile cu motor cu
aprindere prin scânteie, arborele cotit se construiește cu un număr mai mic de fusuri palier dacă forțele preluate
sunt reduse, datorită nivelului coborât al p resiunii maxime a gazelor. La această soluție se majorează solicitarea
arborelui cotit la încovoiere , se sporește rigiditatea arborelui (aceasta realizandu -se prin creșterea diametrelor
fusurilor și scăderea lungimilor lor).
La motoarele în V numărul de c oturi este deobicei egal cu i/2, iar fusurile palier alternează cu fusurile maneton.

Fig 17 Arbori cotiși pentru motoare cu patru cilindrii în linie în patru timpi cu:
a-5 fusuri palier; b -4 fusuri palier; c – 3 fusuri palier.
Forțele preluate de arborele cotit, period variabile, produc momente încovoietoare și de răsucire, de asemenea
variabile periodic, care solicită elementele arborelui cotit la oboseală. Din cauza eforturilor care încarcă arborele
cotit, el suportă deformașii însemnate. Sub acșiunea re zultantei dintre forțele maxime de presiune și de inerție
fiecare cot se încovoaie astfel încât apar tensiuni de întindere la racordările dintre fusurile palier si brațe (figura
18-a).La motoarele în patru timpi, încovoierea cotului datorată forței maxime de inerție creează tensiuni inverse
(figura 1 8-b).Aceste deformații compromit coaxialitatea fusurilor și cuzineților, intensificîndu -le uzura.
Momentele de răsucire aplicate arborelui provoacă deformații unghiulare variabile. În poziția în care
componenta tangențială T este maximă se realizează deformație complexă a cotului (figura 18 -c).

16

Figura 18. Deformațiile de încovoiere (a,b) și deformația complexă (c):1 -poziția de repaus; 2-deformație de
încovoiere ; 3-deformație de răsucire; 4-deformația rezultan tă.
Momentele care solicită arborele cotit excitp vibrații de încovoiere și de răsucire ale acestuia. Vibrațiile de
încovoiere se asociază cu vibrații axiale, întrucât deformațiile radiale ale cotoului provoacă deplasările axiale
+Δx ș i -Δx ale fusurilor palier (figura 18). Deoarece amplitudinile vibrațiilor de încovoiere sunt limitate datorită
montării fusurilor palier ăn lagăre, aceste vibrații devin periculoase numai dacă jocurile din lagăre se măresc
exagerat, provocînd distrugerea materialului antifricțiune al cuzineților, ceea ce se poate produce chiar din cauza
vibrațiilor. Mult mai importante pot fi implicațiile vibrațiilor de răsucire, deoarece deformațiile unghiulare ale
arborelui nu sunt controlate decât de rigiditatea lui. Dacă solicitările suplimentare sunt severe se echipează
arborele cu un amortizor de vibrații.
Soluția Efectele

Arbore scurt Rigiditate ridicată și masă mică, mai ales la
motoarele în V cu viele principale și secundare.
Portanță limitată.

Fusuri palier cu diametru mare. Rigiditate și portanșă ridicate.
Masă mare, care însă nu influenșează forțele de
inerție.
Fusuri cu orificiu axial. Masă mică.
Mase
mici
în rotație Rază mică a manivelei. Rigiditate ridicată.
Masă mică.
Dimensiuni mici ale
brațelor. Masă mică.
Rezistență redusă la oboseală.
Contragreutăși mici sau
eliminate complet. Masă mică.
Echilibraj slab.
Încărcare mare a lagărelor.
Tabel 6. Soluții pentru dimensionarea arborelui cotit.
Calitățile cerute arborelui cotot se asigură pr in utilizarea unui material superior, prin formă constructivă și
execuție adecvate. Fabricația trebuie sp fie ușoară, de înaltă precizie și economică, conferind arborelui
durabilitate ridicată și siguranță mare de funcționare. Comportarea arborelui cotit e ste influențată de construcția
carterului, care trebuie să fie suficient de rigid și a lagărelor.

17
În exploatare intervin uneori ruperi ale arborilor cotiși. Cel mai des se produce ruperea prin oboseală șa răsucire
a unui fus. Ea poate fi generată de funcționarea motorului la o turație critică . Este posibil ca oboseala
materialului prin răsucire să determine ruperea arborelui cotit, aceasta se dezvoltă aproximativ perpendicular pe
axa fusului.
2.2 Construcția arborelui cotit
Arborii cotiți sunt de doua feluri: arbori cotiți unitari (nedemontabili); arbori cotiți compuși.
Fusurile arborelui cotit se construiesc astfel înc ât suprafața portantă să fie c ât mai mare. Diametrele fusurilor cu
același rol sunt egale, d p la fusurile palier și d m la fusurile maneton. Lungimile fusurilor palier depind de
încărcarea fiecăruia. Adesea, fusul palier din mijlocul arborelui este mai lung decît celelalte, mai ales când
numărul de fusuri palier e inferior numărului de coturi sau când arborele nu are contragreutăți. Fu surile maneton
au aceeași lungime datorită identitșții bielelor prinse direc pe ele. L a fusul palier de lângă una din extremitățile
arborelui sau la cel din mijloc, se prevede un joc axial de 0,05…0,30 mm. Se asigură astfel deplasarea axială
liberp a arb orelui, ceea ce e necesar datorită dilatării sale diferite de cea a carterului.
O constr ucție simplă se obține dacă fusurile arborelui cotit nu au canale axiale. Pentru a micșora masa arborelui
și forțele de iner ție, se recurge însă deseori la găurirea axi ală a fusurilor. Soluția este convenabilă și sub aspectul
rezistenței la oboseală, care sporește, întrucât golurile din lungul fusurilor determină o distribuție mai favorabilă
a fluxului de forțe.

Figura 19. Influenșa formei fusurilor și brațelor asupra rezistenței cotului la oboseală
a- Limita de oboseală în cazul fusurilor pline ;
b- Limita de oboseală dacă fusurile au găuri cilindrice ;
c- Limita de oboseală rezultată din mărirea lățimii brațului ;
d- Limita de oboseala atunci când golurile sunt în formă de butoi ;
e- Limita de oboseală atunci cand golurile sunt în formă de butoi și brațul este lat ;
f- Limita de oboseală atunci cand golurile sunt în formă de butoi și brațul este oval.
Brațele arborelui.

18
La unele motoare lente, brațele arborelui au formă dreptunghiul ară (Figura 20 -a), ceea ce asigură simplitate
construcției. Mai raționale sub aspectul reducerii mase arborelui și a costului fabricației sunt formele obținute
prin îndepărtarea materialului din zonele care nu participă la transmiterea eforturilor (Fugura 20 b…d). Pentru a
mări lungimile fusurilor, în cadrul distanșei fixate între două coturi consecutive, se micșorează grosimea
brațelor, realizând secțiunea necesară prin mărirea lățimii lor. Se obțin brațe cu formă ovală (Figura 20 -e) sau
circulară (Figur a 20-f). Arborii cotiși cu asemenea brașe se utilizează frecvent l a motoare rapide, de puteri
înalte.

Figura 20. Forme ale brațelor arborelui cotit
O cerință deosebită constă în diminuarea efectului de concentrare a tensiunilor la trecerile fus -braț. În a cest
scop, fusurile se racordează cu brațele sau cu praguri intermediare întrucât racordarea se rectifică simultan cu
fusul, pragul previne contactul pietrei de rectificat cu brațul. Eficiența soluției crește o dată cu raza de racordare.
La mărirea razei ρ se reduc sensibil eforturile unitare în racordare și pe lățimea brațului. Creșterea razei ρ
deetermină reducerea lungimii portante a fusului a (Figura 21 -a ).

19

Figura 21. Influența racordării asupra lungimii portante a fusului
a- Raza de racordare ρ ;
b- Rezistența la oboseală;
c- Racordare după un sfert de elipsă;
d- Racordare din două arce de cerc;
e- Racordare executată cu o degajare δ b în braț.

Contragreutățile care echipează arborele cotit determină marirea masei lui și deci a masei motorului. Creșterea
masei motorului este mai puțin însemnată deoarece utilizarea contragreutăților permite reducerea dimensiunilor
volantului. Aportul de masă datorat contragreutăți lor micșorează frecvențele proprii ale arborelui cotit,
favorizând rezonanța.
Contragreutățile introduc și importnate dificultăți de fabricație. Aceste impedimente, îndeosebi execuțiea mai
dificilă, impun anumite rezerve în folosirea acestora. Adesea arbo rele cotiti nu are contragreutăți dacă cerințele
privind echilibrajul și descărcarea lagărelor sunt îndeplinite.
Pentru obținerea unei mase cât mai mici, contragreutățile trebuie construite astfel încât să aibă centrul de masă
cât mai aprope de axa de rota ție a arborelui cotiti. Dimensiunile în direcșia radială sunt limitate de spațiul
disponibil fașă de carter, cilindru și pistonul aflat la pme. Respectând aceste condiții, contragreutățile au
frecvent forma unui sector de cerc sau a unui segment de cerc/ F rosimea lor poate depăși grosimea brațelor, dacă
nu afectează spașiul necesar mișcării bielei.
În unele cazuri contragreutățile fac corp comun cu brațele, ceea ce este posibil, datorită dimensiunilor reduse , și
totodata preferabil, întrucât ciclul de fab ricașie se scurtează, iar construcșia e mai robustă.

20

Figura 22. Contragreutate solidară cu brațul arborelui cotit.
Pentru ungerea fusurilo, în arborele cotit se prevăd canale de vehiculare a uleiului. De regulă, uleiul este adus la
periferia fusurilor pa lier, prin canale precticate în carter, din magistrala acestuia, patrunzând prin orificii
executate în fusurile palier, uleiul este transmis spre orificii din fusurile maneto n. Este necesar să se dispună
canale din brațe cât mai departe de zonele periculoa se de la racordări.

21

Figura 23. Circulația uleiului prin arborele cotit, când fusurile sunt găurite axial.
a- Conducte presate sau încorporate la turnare în arbore
b- Obrturarea canalului longitudinal al fusului palier cu capace presate
c- Obrturarea canalului longitudinal al fusului palier cu capace presate
d- Capace înșurubate în ambele fusuri
e- Fusurile sunt obturate cu capace susținute de tiranți.

2.3 Materiale pentru arbori cotiți

Arborii cotiți se contruiesc de cele mai multe ori din oțel. Dimension area largă reclamată de asigurarea rigidității
permite uneori utilizarea oțelului carbon de calitate, fiind întâlnite mărci folosite și pentru fabricația bielei.
Pentru arbori mai solicitați, în general la MAC, sunt necesare oțeluri aliate cu Cr, ni, Mo și eventual V, cu
rezistenșa la rupere până la 1450 N/mm2.

22

Figura 24. Oțeluri pentru arborele cotit
*Pentru probe din turnare
**Pentru probe de tratament termic de referință.

Semifabricatul se elaborează prin deformare la cald, matrițare sau forjare liberă. Primul procedeu, cel de
matrișare, este aplicat la arborii mici și mijloci , a căror masă finală nu depășește 250 kg, folosind succesiv
matrițe închise. El prezintă avantajul că asigură continuitatea fibrelor materialului , întrucât semifabr icatul are
forma arborelui. Aceasta formă nu este realizată în cazul forjării libere., ân care coturile se obțin prin
îndepărtarea materialului dintre brațe prin așchiere, ceea ce determină întreruperea fibrelor și mărețte substanțial
costul fabricației.
Pentru turnarea arborelui cotiti se utilizează îndeosebi fonta, care s -a dovedit foarte avantajoasă. Față de oțel,
fonta posedă calități mai bune de turnare, ceea ce simplifică fabricația și îi reduce costul. Distribuția mai ăuțin
favorabilă a tensiunilor ș i prezența zonelor de grafit în structură impun adoptarea de dimensiuni sporite ale
elementelor arborelui ți alternarea fusurilor palier cu fusurile maneton. Datorită grafitului, fonta are bune calități
antrifricțiune și suportă presiuni superioare, ceea c e micșorează uzura fusurilor.
Unii constructori realizează arbori cotiți turnați din fonte speciale slab aliate, a căror compoziție variază în
domenii relativ largi.

23

Figura 25. Cotul unui arbore turnat.

Capitolul 3
Proiectarea generală a subansamblului arbore cotit, grup piston și bielă

24
Pentru proiectarea subansamblului grup piston, este necesar să se determine puterea și turația
corespunzătoare puterii motorului astfel încât acesta să realizeze performanțele impuse în temă. Valorile
acestor doi parametri se determină realizând calculul de tracțiune.

3.1. Calculul de tracțiune al automobilului
3.1.1. Determinarea coeficientului de rezistență la rulare

Coeficientul de rezistență la rulare are o influență hotărâtoare asupra puterii necesare a motorului și
asupra consumului de combustibil. Întrucât valoarea coeficientului de rezistență la rulare depinde în cea mai
mare măsură de viteză, se va utiliza următoarea relație parabolică: [4], [16]
f=f0+f01∙V+f 02∙V2+f04∙V4 [-] (3.1)
unde: f 0 este coeficientul de rezistență la rulare la viteză mică, iar f 01 și f 02, sunt coeficienți de influență a vitezei
asupra coeficientului de rezistență la rulare.
Valorile coeficienților variază în funcție de tipul de pneu și sunt prezentate în tabelul 3.1.

Tabelul 3.1 Valorile coeficienților f 0, f01 și f02
Tip pneu f0 [-] f01 [h/km] f02 [h2/km2] f04 [h3/km3]
Diagonal Cord metalic 1.3295·10-2 -2.8664·10-5 1.8036·10-7 0.00
Cord textil 1.3854·10-2 -1.21337·10-5 1.6830·10-7 0.00
Radial Secțiune foarte
joasă 1.6115·10-2 -9.9130·10-6 2.3214·10-7 0.00
Secțiune joasă 1.61115·10-2 -1.0002·10-5 2.9152·10-7 0.00
Superbalon 1.8360·10-2 -1.8725·10-5 2.29554·10-7 0.00
Având în vedere faptul că pneurile care echipează automobilul sunt de tip radial cu secțiune joasă , din
tabelul 3.1 se aleg următoarele valori :
f0= 1,6115·10-2 [-] ;
f01= -9,9130·10-5 [h/km];
f02= 2,3214·10-7 [h2/km2] ;
f04= 0 [h3/km3];
Pe baza relației 3.4 și pe baza datelor din tabelul 3.1. se vor calcula valorile coeficientului de rezistență
la rulare în funcție de viteză, iar rezultatele vor fi centralizate în tabelul 3.2. Calculul s -a efectuat, utilizând softul
Microsoft Excel.

Tabelul 3.2 Variația coeficientului de rezistență la rulare
Viteza [km/h] f[-] Viteza [km/h] f[-]
0 0,016115 100 0,017445
10 0,016039 110 0,017833
20 0,01601 120 0,018268
30 0,016027 130 0,018749
40 0,01609 140 0,019277
50 0,0162 150 0,019851

25
rulare în funcție de viteza automobilului. Aceasta este reprezentată în figura 3.1.

Figura 3.1 Variația coeficientului de rezistență la rulare

3.1.2. Determinarea ariei maxime a secțiunii transversale a autovehiculului

Aria maximă a secțiunii transversale se determină utilizând două metode:
a) Metoda prin calcul – se folosește relația [4]:
A=k A∙E∙Ha, (3.2)
unde : – kA este coeficient de corecție a ariei;
– E reprezintă ecartamentul mediu al autovehiculului;
– Ha reprezintă înălțimea maximă a autovehiculului.
Considerând k A=1, eroarea este +5…10% la autoturisme, respectiv -5…10% la autocamioane.
b) Metoda planimetrării – se determină aria secțiunii transversale maxime prin planimetrarea
conturului automobilului din vederea din față a desenului de ansamblu.
Se va utiliza metoda planimetrării deoarece este mai exactă și nu prezintă erori. Determinarea ariei se
va face utilizând softul Autodesk Autocad. 0.0150.0170.0190.0210.0230.0250.0270.029
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200COEFICIENTUL DE REZISTENȚĂ LA RULARE
VITEZA60 0,016356 160 0,020472
70 0,016559 170 0,021139
80 0,016808 180 0,021852
90 0,017103 – –

26

Figura 3.2. Secțiunea transversală maximă și aria acesteia

Astfel, s -a obținut aria: A= 2, 43 m2.

3.1.3. Determinarea coeficientului forței aerodinamice pe direcție longitudinală C x

Pentru alegerea coeficientului forței aerodinamice pe direcție longitudinală se f olosesc vederile laterale
pentru modelele similare pentru care se cunosc valorile coeficienților C x și care au o caroserie asemănătoare cu
automobilul proiectat .
Se analizează modelele similare din punct de vedere al parametrilor dimensionali , autovehiculele
asemanatoare ca dimensiuni de autovehiculul proiectat sunt : Volkswagen Golf VII, BMW seria 1 și Mercedes –
Benz A Class.

Figura 3.3. Vederile laterale pentru cele trei automobile

Tabelul 3.3 Valorile coeficienților forței aerodinamice pe direcție longitudinală C x

Model Similar Valoare C x
Golf VII 0,28
BMW Seria 1 0,26
Mercedes -Benz A Class 0,27

27
Se alege valoarea pentru Cx=0,2 8, deoarece modelul Volkswagen Golf VII prezintă dimensiunile cele mai
apropiate de cele ale autovehiculului proiectat.

3.1.4. Determinarea randamentului transmisiei

Pentru ca automobilul să poată fi propulsat, trebuie ca puterea dezvoltată de motor să fie transmisă
roților motoare ale acestuia. Fluxul de putere transmis este caracterizat de pierderi datorate fenomenelor de
frecare din organele transmisiei.
Tabelul d e mai jos prezintă valorile constante ale randamentului în funcție de tipul transmisiei principale
și de autovehicul.

Tabelul 3.4. Valori pentru randamentul transmisiei
Tip autoturism Randament η t
Autoturism cu motor amplasat longitudinal și transmisie principală conică 0.88…0.92
Autoturism cu motor amplasat transversal și transmisie principală cilindrică 0.91…0.95
Autocamioane 4×2 și autobuze cu transmisie principală simplă 0.9
Autocamioane 4×2 și autobuze cu transmisie principală dublă și automobile 4×4 0.85
Autocamioane 6×4 sau 6×6 0.8
În acesastă etapă alegem un randament pentr u un autoturism cu motor amplasat transversal și cu
transmisie principală cilindric fiind ηt=0,9 2.

3.1.5 Determinarea rezistenței la rulare ș i a puterii necesare învingerii acestei rezistențe

Pentru determinarea rezistențelor se va considera în calcul masa proprie a automobilului aproximată
în capitolul 1 împreună cu masa șoferului și masa bagajului. Potrivit SR ISO 2416, pentru pasager se consideră
masa de 68 kg. Ținând seama de modul în care se prescrie determinarea masei totale rezultă că și pentru șofer
se adoptă masa convențională de 68kg. Standardul SR ISO 2416 stabilește masa convențională a bagajelor de
7kg.

Pentru calculul învingerii puterii necesare învingerii rezistenței la rulare, este necesar să se cunoască
rezistența la rulare. Pentru determinarea acesteia se va utiliza relația urm ătoare :
Rrul=f∙Ga∙cosαp [daN ] (3.3)
Unde: – f reprezintă coeficientul de rezistență la rulare a pneurilor
– Ga reprezintă greutatea automobilului

28
– αp reprezintă unghiul cu orizontala (α p=0o)
Se consideră greutatea automobilului ca fiind:
Ga=(m0+mșofer+mbagaj ) [N] (3.4)
Unde: – m0 masa proprie a autoturismului
– mșofer reprezintă masa șoferului și este egală cu 68 kg (Potrivit SR ISO 2416)
– mbagaj ) reprezintă masa bagajului și este egală cu 7kg (Potrivit SR ISO 2416)
– g reprezint ă accelerația gravitațională și este aproximativ egală cu 9,8 m/s2
Rezultă:
Ga=(1200kg +68kg +7kg)∙ 9,8 m/s2=12495N =1249 ,5 daN
Puterea necesară învingerii rezistenței la rulare are expresia [4]:
Prul=Rrul ∙V
360=f∙Ga∙cosαp∙V
360 [kW] (3.5)
Unde: – Rrul reprezintă rezistența la rulare exprimată în daN
– V reprezintă viteza autovehiculului exprimată în km/h
– Ga reprezintă greutatea autovehiculului exprimată în daN
– f reprezintă coeficientul de rezistență la rulare al pneurilor
– αp reprezintă unghiul cu orizontala (α p=0o)
Utilizând formulele de mai sus se obține variația rezistenței la rulare și puterii necesare învingerii
acestei rezistențe. Această variație este reprezentată în tabelul 3.5.

3.1.6. Determinarea rezistenței aerului și a puterii necesare învingerii acestei rezistențe

Expresia rezistenței aerului este [4]:
𝑅𝑎=𝑘∙𝐴∙𝑉𝑥2
13 [daN] (3.6)
Unde: K reprezintă factorul aerodinamic
Vx reprezintă viteza relativă a aerului față de autovehicul
Expresia puterii necesare învingerii rezistenței aerului este [4]:
Pa=Ra∙V
360=k∙A∙Vx2∙V
4680 [kW] (3.7)
Unde : V reprezintă viteza autovehiculului exprimată în km/h
Ra reprezintă rezistența aerului exprimată în daN

29
K reprezintă coeficientul aerodinamic exprimat în daN s-2 m-4
A reprezintă aria maximă a secțiunii transversale a autovehiculului
Coeficientul aerodinamic se calculează cu ajutorul formulei de mai jos:
𝑘=1
2 ∙ ρa Cx=0,06125 ∙Cx [daN ∙s2∙m−4] (3.8)
Unde: C x reprezintă coeficientul de rezistență a aerului
Se consideră că viteza vântului este 0 și atunci rezultă că viteza relativă a aerului față de autovehicul
este egală cu viteza autoturismului. (V x=V)
Se determină coeficientul aerodinamic înlocuind în formula de mai sus valorile cunoscute:
𝑘=0,06125 ∙0,28=0,01715 daN ∙s-2 ∙m-4
Se determină astfel rezistența aerului și a puterii necesare învingerii acestei rezistențe în funcție de
viteza autovehiculului. Variația rezistenței și a puterii necesare învingerii acestei rezistențe în funcție de viteza
autovehiculului este prezentată în tabelul 3.5.
3.1.7. Determinarea rezistenței totale la înaintare și a puterii necesare învingerii rezistenței totale
la înaintare în ca zul mersului în palier

În cazul în care automobilul se deplasează în palier (α p =0o) rezistența totală este [4]:
Rt=Ra+Rr [daN] (3.9)
Unde: Ra reprezintă rezistența aerului exprimată în daN
Rr reprezintă rezistența la rulare exprimată în daN
Puterea necesară învingerii rezistenței totale la înaintare are expresia:
Pt=Rt∙V
360 [kW] (3.10)
Unde: Rt reprezintă rezistența totală la înaintare și este exprimată în daN
V reprezintă viteza au tovehiculului și este exprimată în km/h
Variația rezistenței totale la înaintare și a puterii necesare învingerii acestei rezistențe în funcție de
viteza automobilului sunt calculate în tabelul 3.5.
Variația grafică a rezistenței totale la înainte și a puterii necesare învingerii acestei rezistențe sunt
prezentate în figurile 3.4 și 3.5.

Tabelul 3.5 Variația rezistențelor totale la înaintare și a puterilor necesare învingerii acestor rezistențe în
funcție de viteza autovehiculului
v [km/h] Ra[ daN] Rrul [daN] Rt [daN] Pa [kW] Prul [kW] Pt [kW]
0 0 19,66191 19,66191 0 0 0
10 0,32057308 19,56929 19,88986 0,008905 0,5435913 0,552496

30
20 1,28229231 19,53331 20,8156 0,071238 1,0851838 1,156422
30 2,88515769 19,55398 22,43913 0,24043 1,629498 1,869928
40 5,12916923 19,63129 24,76046 0,569908 2,1812547 2,751162
50 8,01432692 19,76525 27,77958 1,113101 2,7451742 3,858275
60 11,5406308 19,95586 31,49649 1,923438 3,3259771 5,249416
70 15,7080808 20,20312 35,9112 3,054349 3,9283842 6,982733
80 20,5166769 20,50702 41,0237 4,559262 4,5571158 9,116377
90 25,9664192 20,86757 46,83399 6,491605 5,2168926 11,7085
100 32,0573077 21,28477 53,34207 8,904808 5,9124351 14,81724
110 38,7893423 21,75861 60,54795 11,8523 6,648464 18,50076
120 46,1625231 22,2891 68,45162 15,38751 7,4296997 22,81721
130 54,17685 22,87624 77,05309 19,56386 8,2608629 27,82473
140 62,8323231 23,52002 86,35234 24,43479 9,1466741 33,58147
150 72,1289423 24,22045 96,34939 30,05373 10,091854 40,14558
160 82,0667077 24,97753 107,0442 36,47409 11,101123 47,57521
170 92,6456192 25,79125 118,4369 43,74932 12,179201 55,92852
180 103,865677 26,66162 130,5273 51,93284 13,33081 65,26365

Figura 3.4 Variația puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare în funcție de viteza
autovehiculului 010203040506070
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200Paer, Prulare, Ptotal, [kW ]
Viteza [km/h]Paer
Prulare
Ptotal

31

Figura 3.5 Variația Rezistențelor la înaintare în funcție de viteza autovehiculului
3.2. Determinarea caracteristicii la sarcină totală a motorului
Viteza maximă a autovehiculului impusă prin temă este V max= 180 km/h, viteză care se obține la
deplasarea autovehiculului în palier, în treapta de viteză corespunzătoare.
Pr = P rul + P p+ P a+ P d [kW] [4]; (3.11)
Unde: P rul reprezintă puterea necesară învingerii rezistenței la rulare exprimată în kW
Pp reprezintă puterea necesară învingerii rezistenței la pantă exprimată în kW
Pa reprezintă puterea necesară învingerii rezistenței aerului exprimată în kW
Pd reprezintă puterea necesară învingerii rezistenței la demarare exprimată în kW
Pr reprezintă puterea la roată exprimată în kW [16]
La viteza maximă accelerația este 0 ( 𝑑𝑣
𝑑𝑡=0) astfel rezistența la demarare și puterea necesară învingerii
acesteia sunt nule, relația devenind:
PVmax =Vmax
360 ∙ηt[f(Vmax )∙Ga∙cosαp+k∙A∙Vmax2
13] [kW] (3.12)
Înlocuind în formulă se obține:
PVmax =180
360 ∙0,92[0.02185 ∙1249 ,5∙cos00+0,042 ∙1802
13]=0,543 ∙131 ,978 =72,66 kW
În cazul în care nu se dispune de caracteristica de turație la sarcină totală a unui motor determinate
experimental, se pot modela curbele sale utilizând polinoame de gradul III.
Pe=Pemax ∗[αn
np+β(n
np)2−γ(n
np)3
] pentru n≤nmed (3.13)
Pe=Pemax ∗[α`n
np+β`(n
np)2
−γ`(n
np)3
] pentru n>nmed (3.14)
Unde: – α, β, γ, α’, β’, γ’, reprezintă coeficienții de formă adimensionali;
– np reprezintă turația corespunzătoare puterii maxime exprimată în rot/min; 020406080100120140
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200Raer, Rrulare, Rtotal, [daN ]
Viteza [km/h]Raer
Rrulare
Rtotal

32
– n reprezintă turația motorului exprimată în rot/m in;
– nmed reprezintă raportul dintre 𝑛𝑚𝑒𝑑 =𝑛𝑀+𝑛𝑃
2 [rot/min] (3.15)
Expresiile coeficienților de formă adimensionali:
α=ce2−ca(2ce−1)
(1−ce)2 (3.16) α`=2ce2−3ce+ca
(1−ce)2 (3.19)
β=2ce(ca−1)
(1−ce)2 (3.17) β`=3−2ca−ce2
(1−ce)2 (3.20)
γ =ca−1
(1−ce)2 (3.18) γ`=2−(ce+ca)
(1−ce)2 (3.21)
Unde : c a reprezintă coeficientul de adaptabilitate al motorului
ce reprezintă coeficientul de elasticitate al motorului
Acești coeficienți ai motorului au următoarele expresii de calcul:
ca=Mmax
Mp>1 (3.22) unde: M max reprezintă momentul maxim produs de motor
Mp reprezintă momentul corespunzător puterii maxime
ce=nM
nP<1 (3.23) unde: n M reprezintă turația momentului maxim produsă de motor
np reprezintă turația puterii maxime produsă de motor
Tabelul 3.7 Valo rile coeficienților c a și c e pentru modelele similare

Nr.crt Model Mmax [Nm] Mp [Nm] np [rpm] nM [rpm] Ca[-] Ce[-]
1 Audi 200 154,7 5250 2750 1,293 0,524
2 BMW 220 217,1590909 4400 2775 1,013 0,631
3 Volkswagen 200 161,5663636 5500 2700 1,238 0,491
4 Mercedes -Benz 200 197,925 4200 1460 1,010 0,348
5 Ford 370 305,76 3500 2250 1,210 0,643
6 Opel 320 277,732 3750 2175 1,152 0,580
7 Honda 200 166,7781818 5500 2250 1,199 0,409
8 Seat 200 161,5663636 5500 2700 1,238 0,491
9 Mazda 213 144,9175 6000 4000 1,470 0,667
10 Mini Cooper 270 205,4325 4000 2000 1,314 0,500
11 Toyota 185 152,1722222 5400 2750 1,216 0,509
12 Hyundai 320 241,26375 4000 2175 1,326 0,544
13 Alfa Romeo 250 198,744 5000 2500 1,258 0,500

33
14 Peugeot 370 267,54 4000 2000 1,383 0,500
15 Renault 205 156,3545455 5500 2000 1,311 0,364

Se realizează media coeficienților și se obține: ca=1,242 respectiv ce=0,513.
Înlocuind numeric în relațiile (3.16)…(3.21) se obține:

α=0,5132−1,242 (2∙0,513 −1)
(1−0,513 )2=0,973 α`=2∙0,5132−3∙0,513 +1,242
(1−0,513 )2=0,967
β=2∙0,513 (1,242 −1)
(1−0,513 )2=1,046 β`=3−2∙1,242 −0,5132
(1−0.513 )2=1,066
γ =1,242 −1
(1−0,513 )2=1,020 γ`=2−(0,513 +1,242 )
(1−0,513 )2=1,033
Centralizarea valorilor se face în tabelul de mai jos

Tabelul 3.8 Valoarea coeficienților de formă
ce ca α β 𝛾 α` β` 𝛾`
0,513 1,242 0,973 1,046 1,020 0,967 1,066 1,033

Formula (3.13) se poate rescrie sub o formă mai simplă și anume[4]:
P=Pmax ∙fp∙(n
nP) [kW]
(3.24)
La viteza maximă de 180 km/h, motorul va avea turația n Vmax, iar relația (3.24) devine :
Pvmax =Pmax∙fp∙(nvmax
nP) [kW]
(3.2
5)
unde: f p reprezintă o funcție ce definește caracteristica la sarcină totală raportată.
Mărimea 𝜁=𝑛𝑉𝑚𝑎𝑥
𝑛𝑃 reprezintă raportul dintre turația la viteza maximă și cea a puterii maxi me. Limitele
pentru motoarele cu aprindere prin scânteie sunt ζ = 0, 8…0,9. Se adoptă ζ = 0, 85.
Se calculează puterea maximă necesară motorului teoretic, din relația (3.13):
𝑃max =PVmax
f(nVmax
np)=PVmax
f(ζ) [kW] (3.26)
Unde:f(ζ)=α`ζ+β`ζ2-γ`ζ3 (3.27)
f(ζ)= 0,973 ∙0,85+1,046∙0,852 -1,020 ∙0,853 =0,9 56
Pmax =72,66
0,956=76 kW.

Analizând modele similare se observă ca modelul Audi A3 dezvoltă aproximativ aceeași putere cu cea
calculată mai sus , acesta având următoarele caracteristici:

34
– putere maximă: Pmax = 85 kW
– momentul maxim: Mmax= 200 Nm
– turația de putere maximă: n P = 5250 rot/min
– turația de moment maxim: n M = 2750 rot/min
Se determină turația maximă și minimă, utilizând următoarele relații [4]:
-nmin ≈ 0,2 · nP, n min = 0,2 · 5250 = 1050 rot/min; (3.28)
-nmax = n p · 1,14 astfel n max = 6000 rot/min.
Pentru modelarea curbei momentului motor se va utiliza următoarea relație de transformare [4]:
M=955,5·𝑃
𝑛[daNm](3.29)
Rezultatele necesare modelării curbelor au fost calculate cu ajutorul softului Microsoft Excel , pe baza
relațiilor (3.13) , (3.14) și (3.29).
Valorile sunt centralizate în tabelul 3.9

Tabe lul 3.9 Variația puterii și momentului motor în funcție de turație
n [rot/min] P [kW] M [daNm]
1050 17,34928 15,78784
1312,5 22,24425 16,19381
1575 27,246 16,52924
1837,5 32,29639 16,79412
2100 37,33728 16,98846
2362,5 42,31053 17,11226
2625 47,158 17,16551
2887,5 51,82155 17,14822
3150 56,24304 17,06039
3412,5 60,36433 16,90201
3675 64,12728 16,67309
3937,5 67,47375 16,37363
4200 70,3456 16,00362
4462,5 72,68469 15,56307
4725 74,43288 15,05198
3800 75,53203 14,47035

35

Caracteristica de moment și de putere a motorului este realizată în figura 3.6

Figura 3.6 Caracteristica de moment și de putere a motorului
3.3. Calculul termic al motorului
3.3.1 Metoda simplificată de calcul.
Calcul se va face pentru ciclu semireal, la care prin rotunjiri ale valorilor obținute sa va trasa diagrama indicată.
Considerăm astfel ciclul de referință pentru un motor cu aprindere prin scânteie, ciclul teoretic cu arder e
izocoră. Vom utiliza următoarele notații după cum urmează:
𝜀=𝑉𝑎
𝑉𝑐 – raport de comprimare; (3.3)
𝜆𝑝=𝑝𝑧
𝑝𝑐 – raport de creștere a presiunii în proceseul de aprindere izocoră. (3.31)
Calculul ciclului prin această metodă simplificată se va face ti nând cont de următoarele ipoteze și anume: – in
clindrul motorului va evolua un amestec omogen de gaze perfecte;
– inceputul admisiei coincide cu inceputul cursei de admisie;
– procesul de admisie decurge la presiune constanta, s -a;
– supapa de evacuare se va de schide la PME, evacuarea libera fiind inlocuite de o racire izocora, b -b’; 01020304050607080
05101520253035404550
0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 6500
M [daNm]P [kW]
n [rot/min]5250 75,924 13,81817

36
– procesul de evacuare la decurge la presiune constanta, b’ -g;
– perioada de suprapunere a deschiderii supapelor va fii considerata nula;
– incarcatura proaspata se considera ca se va incalzii in contact cu piesele mai calde ale motorului;
– la inceputul cursei de admisie in cilindrul motorului se vor mai gasi gaze arse reziduale, iar la finalul
cursei de admisie va mai ramane incarcatura proaspata;
– procesele de comprimare si destindere s e vor considera evolutii politropice ai caror exponenti
adiabatici 𝑚𝑐 respective 𝑚𝑑 vor ramane cosntanti;
– doza de combustibil din cursa de admisie se considera cvasiconstanta si are valoarea de un kilogram.
(3)

Evaluarea rapidității motorului.
Din calculul puterii efective:
𝑃𝑒=𝑝𝑒∗𝑖∗𝑉𝑠∗𝑛
30∗𝜁 [𝑘𝑊]; (3.32) în care avem:
𝑝𝑒- presiunea medie efectivă;
𝑖-număr de cilindri;
𝑉𝑠- cilindree unitară;
𝑛-turația motorului;
𝜁-numărul de timpi ai motorului,
Vom determina cilindreea unitara 𝑉𝑠 [𝑑𝑚3]ținând cont de faptul că motorul este în 4 timpi:
𝑉𝑠=120 ∗𝑃𝑒
𝑝𝑒∗𝑖∗𝑛 [𝑑𝑚3] (3.33)
Presiunea medie efectivă, conform notițelor de laborator primite pentru efectuarea proiectului de la Motoare
I admite intervalul pentru această presiune ca fii nd 𝑝𝑒=0.7…1.4 [𝑀𝑝𝑎 ], valori caracteristice motoarelor
cu aprindere prin scânteie. Astfel am ales ca valoare a presiunii medii efective valoarea de 𝑝𝑒=1.1[𝑀𝑝𝑎 ],
valoare de referință în calculele ce urmează.
Deci înlocuind în realația (3.33), obține m că: 𝑉𝑠=120 ∗76
1.1∗4∗5250=0.3948 [𝑑𝑚3]
Din relatia: 𝑉𝑠=𝜋∗𝐷2
4∗𝑆 (3.34) și ținând cont că 𝜓=𝑆
𝐷 (3.35) și alegând valoarea de 𝜓=0.95, valoare ce
aparține intervalului specific motoarelor cu aprindere prin scânteie: 𝜓=0.6…1.3 agăsim că: 𝑆=𝜓∗𝐷
(3.36). Cunoscând această relație se poate calcula alazajului cilindrului :
𝑉𝑠=𝜋∗𝐷2
4∗ 𝜓∗𝐷 ⟹𝐷=√4∗𝑉𝑠
𝜋∗𝜓3=√4∗0.3948
𝜋∗0.95⇒3𝐷=0.808 [𝑑𝑚].
Pentru a ne apropia cât mai mult de valorile cursei, respectiv a diametrelor cilindrilor pistonelor modelelor
similare, am aproximat valoarea obținută prin calcul al diametrului cilindrului la valoarea de: 𝐷=
0.80[𝑑𝑚].
Prin urmare, cursa pistonului S va fi egală cu: 𝑆=𝜓∗𝐷=1∗0.80=0.80 [𝑑𝑚].
În continuare vom evalua rapiditatea motorului cu ajutorul relației: 𝑤𝑝𝑛=𝑆∗𝑛
30 (3.36)
Deci 𝑤𝑝𝑛=0.80∗5250
30=0.80∗10−1∗5250
30=14 [𝑚
𝑠] valoare specifică pentru motoarele rapide.

37
3.3.1 Calculul proceselor de schimbare de gaze.
În continuare se va considera cazul unui motor arsipirat (cu admisie normală)
3.3.1.1 Coefic ientul de umplere 𝜂𝑉 și presiunea la sfârșitul admisiei 𝑃𝑎
(𝑘=1.4, 𝑝0=0.1 [𝑀𝑃𝑎 ],𝑠𝑖 𝑇0=298 [𝐾]).
Pentru desfășurarea acestui calcul am ales ipoteza prin care vom alege 𝑃𝑎 și 𝑇0′=𝑇0+Δ𝑇.
𝜂𝑉=𝑃𝑎∗[𝜀+(𝑘−1)∗(𝜀−1)]−𝑃𝑔
𝑝0∗(𝜀−1)∗𝑘∗𝑇0′
𝑇0 (3.37)
Astfel că alegem 𝑃𝑎=0.09 [𝑀𝑃𝑎 ] presiunea la finele admisiei, 𝑃𝑔=0.11 [𝑀𝑃𝑎 ] presiunea gazelor la
evacuare și Δ𝑇 gradul de încălzire al încărcăturii proasptete.
Δ𝑇=30 [𝐾], valoare ce se încadrează în intervalul Δ𝑇= 10…45 [𝐾],valori uzuale pent ru motoarele cu
aprindere prin scânteie.
Deci vom avea: 𝑇0′=298 + 30=328 [𝐾].
Înlocuind acești termeni în realția (3. 37), în care 𝜀=10, raport de compresie ales pe baza valorilor întâlnite
la modelele similare și cunoscând ceilalți termeni obtinem:
𝜂𝑉=0.09∗[10+(1.4−1)∗(10−1)]−0.11
0.1∗(10−1)∗1.4∗328
298=1.114
1.386=0.803.
Valoarea coeficientlui de umplere se găsește în intervalul destinat motoarelor cu aprindere prin scânteie.
3.3.1.2 Coeficientul de gaze de ardere reziduale 𝛾, definit prin relația:
𝛾=𝑃𝑔
𝑃𝑎∗1
𝜂𝑉∗1
𝜀−1∗𝑇0
𝑇𝑔 (3.38) unde avem:

𝑇0 – temperatura gazelor de evacuare.
Vom alege , conform indrumarului de laborator, din intervalul 𝑇𝑔=900 …1000 [𝐾], valori consacrate pentru
temperatura gazelor de evacuare, valoarea de 𝑇𝑔=950 [𝐾].
3.3.1.3 Temperatur a gazelor la sfârșitul admisiei
𝑇𝑎=𝑃𝑎
𝑝0∗1
𝜂𝑉∗𝜀
𝜀−1∗1
𝛾+1∗𝑇0=331 .346 [𝐾] (3.39)
Valoarea ce va fi aproximată la 𝑇𝑎=332 [𝐾].
3.3.2.1 Presiunea la sfârșitul procesului de comprimare
𝑝𝑐=𝑃𝑎∗𝜀𝑚𝑐 (𝑀𝑃𝑎 ) (3.4)
𝑚𝑐 – coeficient adiabatic pe cur sa de comprimare, ale cărui valori se încadrează în intervalul 𝑚𝑐=1.28…1.37.
În continuare am ales ca valoare de referință 𝑚𝑐=1.33.
Înlocuind în relația (3.4) găsim că: 𝑝𝑐=0.09∗101.33=1.92[𝑀𝑃𝑎 ].
3.3.2.2 Tempratura la sfârșitul comprimării.
𝑇𝑐=𝑇𝑎∗𝜀𝑚𝑐−1 [𝐾] (3.41)

38
Înlocuind cu valori relația vom obține că:
𝑇𝑐=332 ∗101.33−1=709.803[𝐾]
3.4 Calculul procesului de ardere.
3.4.1 Compoziția gazelor de ardere
– cantitatea teoretica de aer: 𝐿𝑡=1
0.21∗(𝑐
12+ℎ
4+𝑜
32) (3.42);
– cantitatea reala de aer: 𝐿=𝜆∗𝐿𝑡. (3.4 3) pentru care 𝜆 – coeficient de exces de aer.

În relația (3.4 2), termenii c,h,o sunt părțile din oxigen, hidrogen și carbon ce se găsesc la 1 kilogram de
combustibil.
Valorile acestor termeni, pentru un motor cu aprindere prin scânteie sunt:
𝑐=0.854, ℎ=0.142 ,𝑜=0.004. Înlocuind aceste valori în form ula (3.4 2) vom obține că:
𝐿𝑡=1
0.21∗(0.854
12+0.142
4+0.004
32)=0.5085 (𝑘𝑚𝑜𝑙
𝑘𝑔) (3.44).
Înlocuind cu formula (3.4 4) în formula (3.4 3), și cunoscând valoarea coefic ientului de exces de aer 𝜆=0.85,
valoare aleasă pe baza modelelor similare vom obține cantiatea reală de aer egală cu:
𝐿=0.85∗0.5085 =0.432225 (𝑘𝑚𝑜𝑙
𝑘𝑔)
În continuare vom calcula cantitățile de gaze de ardere:
𝑁𝐶𝑂=0.42∗(1−𝜆)∗𝐿𝑡 (3.45)
𝑁𝐶𝑂=0.42∗(1−0.85)∗0.5085 =0.0320355
𝑁𝐶𝑂2=𝑐
12−𝑁𝐶𝑂 (3.46)
𝑁𝐶𝑂2=0.854
12−0.0320355 =0.0391311667

𝑁𝐻2𝑂=ℎ
2 (3.47)
𝑁𝐻2𝑂=0.142
2=0.071

𝑁𝑁2=0.79∗𝐿 (3.48)
𝑁𝑁2=0.79∗0.432225 =0.34145

Cantitatea totală de gaze de ardere: 𝑁𝑓=∑ 𝑁𝑗4
𝑗=1 (3.49);
𝑁𝑓=𝑁𝐶𝑂+𝑁𝐶𝑂2+𝑁𝐻2𝑂+𝑁𝑁2 (3.50)
Înlocuind în relația anterioară găsim că:
𝑁𝑓=0.0320355 +0.0391311667 +0.071 +0.34145 =0.483616

Participațiile molare (volumice) ale gazelor de ardere în ame stec:
𝑛𝑗=𝑁𝑗
𝑁𝑓; 𝑛𝑗=1. (3.51)
În continuare vom calcula participațiile molare pentru fiecare dintre gazele componente din gazele de
evacuare:

39
𝑛𝐶𝑂=0.0320355
0.483616=0.0662416049
𝑛𝐶𝑂2=0.0391311667
0.483616=0.080913714
𝑛𝐻2𝑂=0.071
0.483616=0.1468 106928
𝑛𝑁2=0.34145
0.483616=0.7060353669
𝑛𝑗=𝑛𝐶𝑂+𝑛𝐶𝑂2+𝑛𝐻2𝑂+𝑛𝑁2 (3.52)
Înlocuind cu fiecare participație molară în parte găsim că:
𝑛𝑗=0.0662416049 +0.080913714 +0.1468106928 +0.7060353669 =1 (𝐴).

Coeficientul chimic (teoretic) de variație molar ă:
𝜇𝑐=𝑁𝑓
𝑁0>1 (3.53)
unde: 𝑁0=𝐿+1
114; 144 −𝑚𝑎𝑠𝑎 𝑚𝑜𝑙𝑒𝑐𝑢𝑙𝑎𝑟 ă 𝑎𝑝𝑎𝑟𝑒𝑛𝑡 ă 𝑎 𝑏𝑒𝑛𝑧𝑖𝑛𝑒𝑖 ;
Deci vom avea că: 𝑁0=0.432225 +1
114=0.440996
Înlocuind cu valoarea cu 𝑁0 în relația (3.5 3) vom afla că:
𝜇𝑐=0.483616
0.440996=1.099642 >1(𝐴).
Coeficientul total (real) de variatie molara: 𝜇=𝑁𝑓+𝑁𝑔
𝑁0+𝑁𝑔=𝛾+𝜇𝑐
1+𝛾 (3.54);
unde 𝑁𝑔=𝛿∗𝑁0 (3.55).
Deci coeficientul total (real) de variație molară:
𝜇=0.0725 +1.099642
1+0.0725=1.172142
1.0725=1.0929 >1 (𝐴).
3.4.2 Parametrii de la sfârșitul arderii
Energia internă molară la sfârșitul arderi se scrie sub forma:
𝑈𝑧=𝑐∗𝑄
𝑁0+𝑈𝑇𝑐𝑎𝑒𝑟+𝛾∗𝑈𝑇𝑐𝑔𝑎𝑧
𝜇∗(1+𝛾) (𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙) (3.56) unde avem:

𝑄 – căldura diponibilă și se calculează conform r elației 𝑄=𝐻𝑖−119538 ∗(1−𝜆)∗𝐿𝑡[kJ/kg] (3. 57)
Conform notițelor primite pentru realizarea proiectului de la Motoare I, avem valorile energiilor interne
molare pentru temperaturi . Pentru găsirea valorii exacte pentru această valoare trebuie făcute
interpol ări între două valori cunoscute cât mai apropiate de această valoare. Astfel pentru temperatura
de 709.803. [K] am încadrat -o între temperaturile de 700 [K] și 800 [K]. Conform literaturii de
specialitate aflăm că: 𝑈𝑇𝑐 700𝑎𝑒𝑟=14886 [𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙] 𝑠𝑖 𝑈𝑇𝑐 800𝑎𝑒𝑟=17209 [𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙].
𝑈𝑇𝑐 709 .803𝑎𝑒𝑟=𝑈𝑇𝑐 700𝑎𝑒𝑟+∆𝑈∗∆𝑇1
∆𝑇2 (3.58)
𝑈𝑇𝑐 709 .803𝑎𝑒𝑟=𝑈𝑇𝑐 700𝑎𝑒𝑟+(𝑈𝑇𝑐 800𝑎𝑒𝑟−𝑈𝑇𝑐 700𝑎𝑒𝑟)∗𝑇𝑐−𝑇𝑐1
𝑇𝐶2−𝑇𝑐1

𝑈𝑇𝑐 709 .803𝑎𝑒𝑟=14886 +(17209 −14886 )∗709 .803 −700
800 −700
𝑈𝑇𝑐 709 .803𝑎𝑒𝑟=14886 +2323 ∗0.09803
𝑈𝑇𝑐709 .803𝑎𝑒𝑟=15114 [𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙]
Pentru gazele arse reziduale avem formula de calcul pentru valoarea energiei interne molare:
𝑈𝑇𝑐𝑔𝑎𝑧=∑ 𝑛𝑗∗𝑈𝑇𝑐=𝑛𝐶𝑂∗𝑈𝑇𝑐𝐶𝑂+𝑛𝐶𝑂2∗𝑗
𝑖=1𝑈𝑇𝑐𝐶𝑂2+𝑛𝐻2𝑂∗𝑈𝑇𝑐𝐻2𝑂+𝑛𝑁2∗𝑈𝑇𝑐𝑁2(3.59).

40
Analog folosind procedeul interpolării găsim valorile energiilor interne pentru gazele din componența
gazelor de evacuare specifice motoarelor cu aprindere prin scânteie:
𝑈𝑇𝐶709 .803𝐶𝑂=𝑈𝑇𝐶700𝐶𝑂+(𝑈𝑇𝐶800𝐶𝑂−𝑈𝑇𝐶700𝐶𝑂)∗𝑇𝑐−𝑇𝑐1
𝑇𝐶2−𝑇𝑐1
𝑈𝑇𝐶709 .803𝐶𝑂=14853 +(17171 −14853 )∗709 .803 −700
800 −700
𝑈𝑇𝐶709 .803𝐶𝑂=15134 [𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙]
𝑈𝑇𝐶709 .803𝐶𝑂2=𝑈𝑇𝐶700𝐶𝑂2+(𝑈𝑇𝐶800𝐶𝑂2−𝑈𝑇𝐶700𝐶𝑂2)∗𝑇𝑐−𝑇𝑐1
𝑇𝐶2−𝑇𝑐1
𝑈𝑇𝐶709 .803𝐶𝑂2=21314 +(25524 −21314 )∗709 .803 −700
800 −700

𝑈𝑇709 .803𝐶𝑂2=21727 [𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙]
𝑈𝑇𝐶709 .803𝐻2𝑂=𝑈𝑇𝐶700𝐻2𝑂+(𝑈𝑇𝐶800𝐻2𝑂−𝑈𝑇𝐶700𝐻2𝑂)∗𝑇𝑐−𝑇𝑐1
𝑇𝐶2−𝑇𝑐1

𝑈𝑇𝐶709 .803𝐻2𝑂=18347 +(21331 −18347 )∗709 .803 −700
800 −700
𝑈𝑇𝐶709 .803𝐻2𝑂=18640 [𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙]

𝑈𝑇𝐶709 .803𝑁2=𝑈𝑇𝐶700𝑁2+(𝑈𝑇𝐶800𝑁2−𝑈𝑇𝐶700𝑁2)∗𝑇𝑐−𝑇𝑐1
𝑇𝐶2−𝑇𝑐1
𝑈𝑇𝐶709 .803𝑁2=14777 +(17050 −14777 )∗709 .803 −700
800 −700
𝑈𝑇𝐶709 .803𝑁2=15000 [𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙]
Însumând toți acești termeni găsim valorea energiei interne pentru gazele de evacuare prin în locuirea în
relația (3. 59) :
𝑈𝑇𝑐𝑔𝑎𝑧=0.0662416049 ∗15134 +0.080913714 ∗21727 +0.1468106928 ∗18640 +
0.7060353669 ∗15000 =16088 [𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙].
Cunoscând valoarea puterii calorifice a benzinei și anume 𝐻𝑖=43529 [𝑘𝐽
𝑘𝑔], vom putea calcula
valoarea căldurii dispo nibile conform relației :
𝑄=43529 −119538 ∗(1−0.85)∗0.5085 =34411 .23[𝑘𝐽
𝑘𝑔]

Astfel că, în formula (3 .56) cunoaștem țoti termenii și alegând 𝜉𝑧=0.95, coeficientul de utilizare al
căldurii rezultă că:
𝑈𝑧=0.95∗34411 .23
0.440996+15114 +0.057 ∗16088
1.092 9∗(1+0.057 )=78047 .57 (𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙)
În continuare trebuie găsite două temperaturi 𝑇𝑧[𝐾]=[2400 ,3000 ], valori pentru care:
𝑇𝑧2=𝑇𝑧1+100 pentru care 𝑈𝑧1<𝑈𝑧<𝑈𝑧2.
Din intervalul indicat vom alege 𝑇𝑧1=2400 [𝐾]si 𝑇𝑧2=2500 [𝐾].
Unde: 𝑈𝑧1,2=∑ 𝑛𝑗∗𝑈𝑇𝑧1,2𝑗 𝑛
𝑗=1 (3.6);
In continuare vom calcula energia interna a gazelor arse reziduale pentru cele 2 temperaturi alese.
𝑈𝑧1=∑ 𝑛𝑗∗𝑈𝑇𝑧1𝑗 𝑛
𝑗=1 (3.61)

𝑈𝑧1=∑ 𝑛𝑗∗𝑈𝑇𝑧1𝑔𝑎𝑧=𝑛𝐶𝑂∗𝑈𝑇𝑧1𝐶𝑂+𝑛𝐶𝑂2∗𝑗
𝑖=1𝑈𝑇𝑧1𝐶𝑂2+𝑛𝐻2𝑂∗𝑈𝑇𝑧1𝐻2𝑂+𝑛𝑁2∗𝑈𝑇𝑧1𝑁2(3.62).
Înlocuind cu valorile pentru energiile interne ale gazelor de evacuare găsim că:

41
𝑈𝑧2=0.0662416049 ∗76293 +0.080913714 ∗119231 +0.1468106928 ∗98519
+0.7060353669 ∗75652 =82367 .9
𝑈𝑧1=0.0662416049 ∗72652 +0.080913714 ∗113099 +0.1468106928 ∗93246
+0.7060353669 ∗72020 =78039 .84
Deci se respectă condiția de mai sus pentru temperaturile 𝑇𝑧1=2400 [𝐾] si 𝑇𝑧2=2500 [𝐾], 𝑈𝑧1<
𝑈𝑧<𝑈𝑧2 și înlocuind cu valorile obținute 78039 .84<78047 .57 <82367 .9(𝐴).
Deci 𝑇𝑧=𝑇𝑍1+(𝑇𝑍2−𝑇𝑍1)∗𝑈𝑧−𝑈𝑍1
𝑈𝑍2−𝑈𝑍1 (3.63) și înlocuind cu valorile obținute vom avea:
𝑇𝑧=2400 +(2500 −2400 )∗78048 −78040
82368 −78040 deci:
𝑇𝑧=2401 ,8 [𝐾].
Rezulta că: 𝑝𝑧=𝑝𝑐∗𝜇∗𝑇𝑧
𝑇𝑐 (3.64) ale cărui valori uzuale trebuie să se încadreze în intervalul 𝑝𝑧=
(3.5…7.5)[𝑏𝑎𝑟]. Înlocuind cu valoril e obținute mai sus:
𝑝𝑧=1.92∗1.0929 ∗2401 .8
709 .803=7.1[𝑀𝑃𝑎 ], valoare care respectă limitele impuse.
Deci 𝜆𝑝=𝑝𝑧
𝑝𝑐=7.1
1.92=3.697.
3.4.3 Calculul procesului de destindere
În continuare vom alege valoarea exponentului politropic mediu pentru 𝑚𝑑 din intervalul 𝑚𝑑=
(1.25…1.35), valori uzuale pentru motoarele cu aprindere prin scânteie, 𝑚𝑑=1.25.
Presiunea la finele destinderii: 𝑝𝑑=𝑝𝑧∗(𝛿
𝜀)𝑚𝑑 (3.65)
Deci 𝑝𝑑=7.1∗(1
10)1.25=0.39.
Această valoare a presiunii finale în urma procesului de destindere trebuie să se afle în intervalul: 𝑝𝑑=
(0.3…0.6) valori uzuale pentru motoarele cu aprindere prin scanteie, condiție de asemenea respectată.
Temperatura la finele proces ului de destindere: 𝑇𝑑=𝑇𝑧∗(𝛿
𝜀)𝑚𝑑−1 (3.66).
Deci 𝑇𝑑=2401 .8∗(1
10)1.25−1=1350 .631 [𝐾]
Valoarea temepraturii finale trebuie sa se gaseasca in intervalul 𝑇𝑑=(1200 …1700 ), condiție
respectată.
3.4.5 Calculul presiunii medii efective
3.4.5.1 Presiunea medie indicată
𝑝𝑖=𝜂𝑑∗𝑝𝑖′−𝜑𝑝∗(𝑝𝑔−𝑝𝑎) (3.67) , unde:
𝑝𝑖′=𝑝𝑎∗𝜀𝑚𝑐
𝜀−1∗{𝜆𝑝∗(𝜌−1)+𝜆𝑝∗𝜌
𝑚𝑑−1∗[1−(𝜌
𝜀)𝑚𝑑−1]−1
𝑚𝑐−1∗(1−1
𝜀𝑚𝑐−1)} (3.73)
Pentru motoarele cu apridere prin scanteie: 𝜌=1, 𝜑𝑝=0.2
Deci prin înlocuire vom obține că:
𝑝𝑖′=0.09∗101.37
10−1∗{3.697 ∗(1−1)+3.697 ∗1
1.25−1∗[1−(1
10)1.25−1
]−1
1.37−1∗(1−1
101.37−1)}

𝑝𝑖′=0.911 [𝑀𝑃𝑎 ]
În continuare vom alege coeficientul de plentitudine a diagramei si anume 𝜂𝑑=0.96 cuprins în
intervalul 𝜂𝑑=(0.92…0.96).
Având cunoscut și acest termen ne pu tem întoarce în formula de calcul a presiunii indicate:
𝑝𝑖=𝜂𝑑∗𝑝𝑖′−𝜑𝑝∗(𝑝𝑔−𝑝𝑎) (3.68)
𝑝𝑖=0.96∗0.911 −0.8∗(0.11−0.09)
Deci presiunea medie indicată va fi egală cu 𝑝𝑖=0.858 [𝑀𝑃𝑎 ] valoare ce se încadreaza în intervalul
specificat pentru motoarele cu aprindere prin scânteie.
3.4.5.2. Presiunea medie efectivă
Presiunea medie efectiva se va calcula conform relatiei:
𝑝𝑒=𝜂𝑚∗𝑝𝑖 (3.69)
unde: 𝜂𝑚-randamentul mecanic.
Conform literaturii de specialitate 𝜂𝑚=0.9.

42
Cunoscând toți termenii și inlocuind în formula de mai sus vom obtine că:
𝑝𝑒=0.9∗0.858 =0.7722 [𝑀𝑃𝑎 ].
3.4.6 Calculul dimensiunilor fundamentale ale motorului.
Cilindreea totală: 𝑉𝑡=30∗𝜁∗𝑃𝑒
𝑝𝑒∗𝑛 (3.7)
𝑉𝑡=30∗4∗76
0.7722 ∗5250=2.25[𝑑𝑚3]
Cilindreea unitară: 𝑉𝑠=𝑉𝑡
𝑖 (3.71)
𝑉𝑠=2.25
4=0.56[𝑑𝑚3].
Diametrul cilindrului: 𝐷=√4∗𝑉𝑠
𝜋∗𝜓3 (3.72)
𝐷=√4∗0.56
𝜋∗13
=0.89 [𝑑𝑚].
Cursa pistonului: 𝑆=4∗𝑉𝑠
𝜋∗𝐷2 (3.73)
𝑆=4∗0.56
𝜋∗0.892=0.9 [𝑑𝑚].
Acum vom recalcula valoarea coeficientului de formă a motorului: 𝜓=𝑆
𝐷=0.9
0.89=1.012
Viteza medie a pistonului: 𝑤𝑝𝑛=𝑆∗𝑛
30 (3.74)
𝑤𝑝𝑛=0.9∗5250 ∗10−1
30=15.75 [𝑚
𝑠] valoare specifică motoarelor rapide.
3.4.7 Indicii tehnico -economici
3.4.7.1 Parametrii indicați.
– Randamentul indicat
În continuare vom considera 𝑅𝑀=8.315 [𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙 ∗𝐾]
𝜂𝑖=𝑅𝑀∗𝑝𝑖
𝑝0∗1
𝜂𝑉∗𝑁0∗𝑇0
𝐻𝑖 (3.75)
𝜂𝑖=8.315 ∗0.858
0.1∗1
0.803∗0.440996 ∗298
43529=0.278
Consumul de combustibil: 𝑐𝑖=3.6∗106
𝜂𝑖∗𝐻𝑖 (3.76).
Deci conform relației de mai sus, consumul de combustibil va fi ega l cu
𝑐𝑖=3.6∗106
0.278 ∗43529=297 .49[𝑔
𝑘𝑤ℎ].
Randamentul efectiv se va calcula conform relatiei: 𝜂𝑒=𝜂𝑚∗𝜂𝑖 (3.77)
Deci vom avea: 𝜂𝑒=0.9∗0.278 =0.2502 , valoare ce se încadrează în intervalul specificat în
literatura de specialitate pentru acest tip de motor.
Consumul specific efectiv de combustibil 𝑐𝑒=𝑐𝑖
𝜂𝑚 (3.78)
Deci vom avea: 𝑐𝑒=297 .49
0.9=330 [𝑔
𝑘𝑤ℎ] valoare ce respectă limitele impuse prin valorile indicate de
valorile oferite ca referință în proiectul de la Motoare I.
Consumul orar de combustibil: 𝐶ℎ[𝑘𝑔
ℎ]=10−3∗𝑐𝑒[𝑔
𝑘𝑤ℎ]∗𝑃𝑒 (3.79)
Având toate valorile cunoscute putem înlocui în formula și vom găsi că:
𝐶ℎ=10−3∗330 ∗76=25.08[𝑘𝑔
ℎ].
Puterea litrică se va calcula conform relației:
𝑃𝐿=𝑃𝑒
𝑉𝑡 (3.8)
𝑃𝐿=76
2.25=33.7 [𝑘𝑤
𝑑𝑚3].
Puterea specifică: 𝑃𝑠=4∗𝑃𝑒
𝜋∗𝑖∗𝐷2 (3.81)

43
𝑃𝑠=4∗76
𝜋∗4∗0.892=30.54 [𝑘𝑤
𝑑𝑚2]
Puterea pe cilindru: 𝑃𝑐𝑖𝑙=𝑃𝑒
𝑖 (3.82)
𝑃𝑐𝑖𝑙=76
4=19 [𝑘𝑤
𝑐𝑖𝑙].
3.5 Bilanțul energetic al motorului (necesar pentru arderea a 1 kg de combusti bil)

𝑄=𝑄𝑒+𝑄𝑟+𝑄𝑔+𝑄𝑖𝑛+𝑄𝑟𝑒𝑧 [𝑘𝑗
𝑘𝑔 𝑐𝑜𝑚𝑏] (3.83)
Relația anterioară scrisă sub forma precentuală este:
𝑞=𝑞𝑒+𝑞𝑟+𝑞𝑔+𝑞𝑖𝑛𝑐+𝑞𝑟𝑒𝑧 (3.84)
𝑄=𝐻𝑖 (3.85) – căldura disponibilă (procentual 𝑞=100 %)
Cunos când toți termenii din relația (3. 85) și prin explicitarea acestei relții aflăm că: 𝑄=
41855 [𝑘𝐽
𝑘𝑔] si 𝑞=100% .
𝑄𝑒=𝜂𝑒∗𝑄 (3.86)
Deci 𝑄𝑒=0.2502 ∗43529 =1089 .09 [𝑘𝐽
𝑘𝑔]
𝑞𝑒=𝑄𝑒
𝑄=𝜂𝑒∗100% (3.87)
𝑞𝑒=1089 .09
43529=0.2502 ∗100 =25.02 [%]

𝑄𝑟-caldura pierdută prin sistemul de răcire;
𝑄𝑟[𝑘𝑗
𝑘𝑔]=𝑄𝑟′[𝑘𝑗
ℎ]
𝐶ℎ[𝑘𝑔
𝐾] (3.88)
Relatii empirice: 𝑄𝑟′=0.3972 ∗𝑖∗𝐷1.73∗𝑆0.575∗𝑛0.71∗(1+1.5∗𝜓)
(𝜀−1)0.286 (3.89)
𝑄𝑟′=0.3972 ∗4∗0.891.73∗0.90.575∗52500.71∗(1+1.5∗1.012)
(10−1)0.286=718 .88
𝑄𝑟=718.88
25.08=28.66 (𝑘𝐽
𝑘𝑔)
𝑄𝑔-căldura pierdută prin gazele de evacuare
𝑄𝑔=𝑁𝑓∗(𝐼𝑇𝑒𝑣𝑔.𝑎−𝐼𝑇0𝑔.𝑎)−𝑁0∗(𝐼𝑇0′𝑎𝑒𝑟−𝐼𝑇0𝑎𝑒𝑟) (3.9) unde
𝑁𝑓,𝑁0,𝑇0,𝑇0′ parametrii calculați și definiți la capitolul anteri or:
𝑇𝑒𝑣=𝑇𝑏∗(𝑝0
𝑝𝑏)^𝑚𝑑−1
𝑚𝑑 (3.91)
𝐼𝑇𝑒𝑣𝑔.𝑎=∑𝑛𝑗∗𝐼𝑇𝑒𝑣𝑗
𝑗 (3.92)
𝐼𝑇0𝑔.𝑎=∑𝑛𝑗∗𝐼𝑇0𝑗
𝑗 (3.93)
𝐼𝑇0′𝑎𝑒𝑟 si 𝐼𝑇0𝑎𝑒𝑟 sunt entalpiile molare ale aerului la temperaturile 𝑇0 si 𝑇0′
Din realația de definire pentru 𝑇𝑒𝑣 și înlocuind cu valorile cunoscute obținem că:
𝑇𝑒𝑣=1350 .631 ∗(0.1
0.39)1.25−1
1.25=961 .1[𝐾].
Pentru a se calcula entalpiile molare ale gazelor arse reziduale la temperatura de 𝑇𝑒𝑣=961 .1 [𝐾] va fi
necesară realizarea unei interpolari în intervalul ( 900 … 1 000) K.
Pentru aceasta se va utiliza formula de mai jos:
961 .1−900
1000 −900=𝐼𝑇𝑒𝑣𝑔.𝑎−𝐼900𝑔.𝑎
𝐼1000𝑔.𝑎−𝐼900𝑔.𝑎⇒𝐼𝑇𝑒𝑣𝑔.𝑎=0.61∗(𝐼1000𝑔.𝑎−𝐼900𝑔.𝑎)+𝐼900𝑔.𝑎. (3.9 4)

44
Înlocuind în formula de mai sus vom obține valorile entalpiilor m olare pentru fiecare dintre gazele de
evacuare rezultate în urma procesului de ardere:
𝐼𝐶𝑂=29021 .84𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙.
𝐼𝐶𝑂2=40665 .65𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙.
𝐼𝐻2𝑂=34415 .73𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙.
𝐼𝑁2=27676 ,23𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙.
𝑇𝑒𝑣𝑔.𝑎.𝑟=𝑛𝐶𝑂∗𝐼𝑇𝑒𝑣𝐶𝑂+𝑛𝐶𝑂2∗𝐼𝑇𝑒𝑣𝐶𝑂2+𝑛𝐻2𝑂∗𝐼𝑇𝑒𝑣𝐻2𝑂+𝑛𝑁2∗𝐼𝑇𝑒𝑣𝑁2 (3.95)
𝑇𝑒𝑣𝑔.𝑎.𝑟=29732 .8𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙.
Pentru determinarea lui 𝐼𝑇0𝑔.𝑎.𝑟 se va considera că 𝑇0=300 𝐾 și se va obține că: 𝐼𝑇0𝑔.𝑎.𝑟.=𝑛𝐶𝑂∗𝐼𝑇0𝑎𝑒𝑟+
𝑛𝐶𝑂2∗𝐼𝑇0𝑎𝑒𝑟+𝑛𝐻2𝑂∗𝐼𝑇0𝑎𝑒𝑟+𝑛𝑁2∗𝐼𝑇0𝑎𝑒𝑟 (3.96)
𝐼𝑇0𝑔.𝑎.𝑟.=8713𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙.
Diferența ( 𝐼𝑇′0𝑎𝑒𝑟−𝐼𝑇0𝑎𝑒𝑟) se va calcula folosind relația de mai jos:
𝐼𝑇′0𝑎𝑒𝑟−𝐼𝑇0𝑎𝑒𝑟=Δ𝑇
100∗(𝐼400𝑎𝑒𝑟−𝐼300𝑎𝑒𝑟) (3.)
Astfel vom găsi că: 𝐼𝑇′0𝑎𝑒𝑟−𝐼𝑇0𝑎𝑒𝑟=30
100∗(11626 −8713 )=873.9𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙.
Ținând cont de faptul că 𝑁𝑓=0.483616 și 𝑁0=0.440996 putem astfel determina valoarea
termenului 𝑄𝑔=0.483616 ∗(29732 .8−8713 )−0.440996 ∗873 .9
𝑄𝑔=9780 .12𝑘𝐽
𝑘𝑚𝑜𝑙.
Din calculele obținute pentru energiile interne ale gazelor de evacuare.
unde: 𝑗=𝐶𝑂,𝐶𝑂 2,𝐻2𝑂,𝑁2- pentru motoarele cu aprindere prin scânteie.
𝑞𝑔=𝑄𝑔
𝑄∗100[%] (3.98)
𝑞𝑔=9780 .12
41855=23.01%
𝑄𝑖𝑛𝑐-caldura pierdută prin ardere incompletă.
Δ𝑄𝑖𝑛𝑐=Δ𝐻=119538 ∗(1−𝜆)∗𝐿𝑡 (3.99)
Δ𝑄𝑖𝑛𝑐=9117 .76
𝑞𝑖𝑛𝑐=𝑄𝑖𝑛𝑐
𝑄∗100 [%] (3.10 0)
𝑞𝑖𝑛𝑐=9117 .76
41855∗100 =21.78 %
Termenul 𝑞𝑟𝑒𝑧 destinat procentului înglobării pierderilor ce nu au fost asimilate de ceilalți termeni va fi
determinat prin calcularea diferenței dintre randamentul mediu indicat și cel e fectiv și va fi de forma:
𝑞𝑟𝑒𝑧=𝜂𝑖−𝜂𝑒 (3.10 1)
𝑞𝑟𝑒𝑧=0.278 −0.2502 =0,028 =2,8 %.
Astfel procentului de căldură ce va fi evacuată prin sistemul de răcire se va scrie sub forma: 𝑞𝑟=𝑞−
(𝑞𝑒+𝑞𝑔+𝑞𝑖𝑛𝑐+𝑞𝑟𝑒𝑧) (3.10 2)
𝑞𝑟=27.36% .

3.6 Calculul dinamic
3.6.1 Alegerea tipului de mecanism bielă -manivelă.
Mecanismul bielă -manvelă cu piston portant de tipul normal este o soluție foarte des întâlnită pentru
motoarele de autovehicule rutiere. Aceasta soluție este prezentă la motoarele ale caror cilindrii sunt
dispusi în linie sau în „V” de tip normal sau cu biele alăturate, cunoscute și sub denumirea de motoare
Boxer. În cadrul proiectului, am ales mecanismul de tip axat deoarece este un mecanism actual,
modelul de calcul simplificat.

45
3.6.2 Calculul dimensiunilor principale ale mecanismului
Pentru mecanismele cu brațe lungi Λ≤1
4 (3.103) se ajunge la o reducere a valorii maxime a forței
normale 𝑁, care acționează pistonul portant pe cilindru. Ținând cont de indicațiile din literatura de
specialitate, se recomandă în general ca pentru motoarele cu aprindere prin scânteie Λ=1
3…1
4. În
calculul ce urmează a fii efectuat vom considera Λ=1
3.
În continuare se va determina raza manivelei conform relației: 𝑅=𝑆
2[𝑚𝑚 ]. (3.104)
Înlocuind cu valoril e obținute la capitolul anterior găsim că:
𝑅=9
2=45 [𝑚𝑚 ].
Pentru lungimea bielei vom utilzia formula: 𝐿=𝑅
Λ, deci vom avea:
𝐿=4.15
1
3=45∗3=135 [𝑚𝑚 ].
3.7.3 Stabilirea maselor pieselor aflate în mișcare ale mecanismului motor.
În cadrul acestui subcap itol se va face predimensionarea acestor piese, calculul aproximativ al
volumelor și alegerea materialelor în scopul determinării densității. Astfel valorile obținute prin calcul
vor fi comparate cu datele statistice din literatura de specialitate.
În con tinuare se va determina masa pistonului:
𝑚𝑔𝑝=(1.2…1.5)∗𝑚𝑝 [𝑘𝑔] (3.105)
unde: 𝑚𝑔𝑝- masa grupului piston;
𝑚𝑝- masa pistonului.
Pentru determinarea masei pistonului vom folosi relația de calcul a densității aparenente a pistonului
care se calculeaza conform relației:
𝜌𝑝=106∗𝑚𝑝
𝐷3 [𝑘𝑔
𝑑𝑚3] (3.106)
unde avem: 𝐷 [mm] – alezajul cilindrului;
𝑚𝑝[kg] – masa pistonului.
În continuare vom avea nevoie să alegem materialul din care va fi fabricat pistonul. Conform datelor
actuale, majoritat ea pistoanelor pentru autovehicule de serie se folosesc aliaje de aluminiu. Analizând
literatura de specialitate, densitatea aparentă, 𝜌𝑝, pentru pistoanele ce echipeaza, motoarele cu
aprindere prin scânteie, motoare în 4 timpi este încadrat în intervalu l: 𝜌𝑝=0.5…0.8 [𝑘𝑔
𝑑𝑚3]. Pentru
calculul modelului de proiectat am ales valoarea de 𝜌𝑝=0.5.
Introducând în relația următoare putem determina valoarea masei pistonului:
𝑚𝑝=𝜌𝑝∗𝐷3.(3.107). Înlocuid cu valorile cunoscute pentru 𝜌𝑝 și diametrul ci lindrului 𝐷 vom obține
că:
𝑚𝑝=0.5∗0.893=0.352 [𝑘𝑔]
În continuare trebuie să verificăm dacă valoarea se încadreaza între valorile de minim și maxim ale
valorii densității aparente. Pentru aceasta vom folosi relația de mai sus:

46
𝑚𝑝=0.5∗0.893=0.35[𝑘𝑔
𝑑𝑚3] respectiv,
𝑚𝑝=0.8∗0.893=0.56 [𝑘𝑔
𝑑𝑚3]. Aceste doua rezultate validează ipoteza considerată anterior. (0.35<
0.352< 0.56).
Acum ne vom intoarce la calculul masei grupului piston:
𝑚𝑔𝑝=1.4∗0.42=0.588 [𝑘𝑔]
Pentru calculul masei bielei vom avea nevoie în primul rand de masa raportată a bielei, valoare ce va fi
adoptată din date statistice după cum urmază:
𝑚𝑏̅̅̅̅=0.09…0.2 [𝑔
𝑚𝑚2]. Din valori uzuale vom alege 𝑚𝑏̅̅̅̅=0.12 [𝑔
𝑚𝑚2].
Din formula de baza: 𝑚𝑏̅̅̅̅=𝑚𝑏
𝜋∗𝐷2
4∗103[𝑔
𝑚𝑚2]. (3.1 08)
De aici rezultă formula de calcul pentru masa bielei: 𝑚𝑏=𝑚𝑏̅̅̅̅∗𝜋∗𝐷2
4 [𝑘𝑔
𝑚𝑚2]. (3.1 09)
Înlocuind cu valorile cunoscute vom obține: 𝑚𝑏=0.14∗𝜋∗892
4∗10−3=0.87 [𝑘𝑔]
Masa aflată în mișcare de translație se va calcula confrom următoarei relații:
𝑚𝑡𝑟=𝑚𝑔𝑝+0.275 ∗𝑚𝑏. (3.11 0)
Înlocuind cu valorile cunoscute obținem că:
𝑚𝑡𝑟=𝑚𝑔𝑝+0.275 ∗𝑚𝑏=0.588 +0.275 ∗0.87=0.827.
Pentru veridicitatea acestei valori trebuie ca aceasta să se afle între valorile obținute prin folosirea
următorei formule: 𝑚𝑡𝑟=𝑚𝑡𝑟̅̅̅̅̅∗𝜋∗𝐷2
4, (3.11 1) unde:
𝑚𝑡𝑟̅̅̅̅̅=(0.1…0.2) [𝑔
𝑚𝑚2].
Înlcouind cu valorile de mai jos obtinem că:
𝑚𝑡𝑟1=0.1∗𝜋∗892
4∗10−3=0.6221 [𝑘𝑔]
𝑚𝑡𝑟2=0.2∗𝜋∗892
4∗10−3=1.2442 [𝑘𝑔]

47
Astfel obținem că: 0.6221 <0.827<1.2442 , relație care respectă literatura de specialitate.

3.6.4 Calculul forțelor și momentelor ce acționează asupra echipajului mobil pentru un cilindru.
Din construcția diagramei indicate determinată din calculul teroretic, realizată în coordonate p -V
vom determina prin intermediul unei constructii grafice ce se bazeaza pe expresia aproximativă a
deplasării pistonului în cilindru. Variația presiunii gazelo r din cilindru va fi exprimată în funcție de
unghiurile de rotație ale arborelui cotit cunoscută ca și deplasarea unghiulară a manievei 𝛼 cu
valori din 10∘ in 10∘pe toata durata ciclului de funcționare (de la 0∘ pana la 720∘).

Calculul forțelor și moment ului motor indicat pentru un singur cilindru.
𝐹- forța în lungul axei unui cilindru;
𝐹=𝐹𝑝+𝐹𝑡 [𝑁] (3.11 2) unde avem:
𝐹𝑝- forța de presiune a gazelor care se va calcula conform relației:
𝐹𝑝=(𝑝−𝑝𝑐)∗𝜋∗𝐷2
4[𝑁] (3.11 3) și
𝐹𝑡 – forța de inerție a ma selor cu mișcare în translație, ce se va calcula
𝐹𝑡=−𝑚𝑡𝑟∗𝑅∗𝜔2∗(cos𝛼+Λ∗cos(2𝛼))[𝑁] (3.11 4) care mai poate fi scris sub forma
𝐹𝑡=−𝑚𝑡𝑟∗𝐽𝐵 [𝑁] (3.11 5) . Termenul 𝐽𝐵se numește accelerația pistonului și se poate determina
conform relației: 𝐽𝐵=𝑅∗𝜔2∗(cos𝛼+Λ∗cos(2𝛼)). (3.11 6)
În continuare vom defini 𝑘-forta in lungul bielei ce se determina conform relatiei:
𝑘=𝐹
cos (𝛽) [𝑁] (3.117) unde: 𝛽-oblicitatea bielei care pentru un mecanism de tip normal axat are
relația de calcul: 𝛽=arcsin (Λ∗sin(𝛼)) [𝑟𝑎𝑑] (3.118)
Se definește 𝑁- forăa normală definitt sub forma 𝑁=𝐹∗𝑡𝑔(𝛽)[𝑁]; (3.119)
𝑍- forța în lungul manivelei 00.20.40.60.811.21.41.61.822.22.42.62.833.23.43.63.84
0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1 1.1

48
𝑍=𝐹∗cos(𝛼+𝛽)
cos(𝛽) [𝑁]; (3.120)
𝑇 – forta tangentiala;
𝑇=𝐹∗sin(𝛼+𝛽)
cos(𝛽) [𝑁] si 𝑀 – momentul motor (3.121)
𝑀=𝑇∗𝑅 [𝑁∗𝑚]. (3.122)
Aceste valori urmează să fie tabelate după cum urmează:

49
α p p-pc Fp jb Ft [N] F [N] N [N] K [N] Z [N] M [Nm] T [N]
0 0,09 -0,01 -62,2114 17001,94 -24023,7 -24085,9 0 -24085,9 -24085,9 0 0
10 0,09 -0,01 -62,2114 16590,23 -23442 -23504,2 3226,678 -23724,7 -23713,6 -32,58424 -724,094
20 0,09 -0,01 -62,2114 15386,12 -21740,6 -21802,8 -5111,09 -22393,9 -18581,5 -562,4359 -12498,6
30 0,09 -0,01 -62,2114 13479,48 -19046,5 -19108,7 4870,938 -19719,8 -19056,3 -228,2518 -5072,26
40 0,09 -0,01 -62,2114 11009,86 -15556,9 -15619,1 -2961,34 -15897,4 -9932,78 -558,557 -12412,4
50 0,09 -0,01 -62,2114 8152,436 -11519,4 -11581,6 761,3199 -11606,6 -8058,23 -375,8996 -8353,33
60 0,09 -0,01 -62,2114 5100,581 -7207,12 -7269,33 555,5578 -7290,53 -4141,26 -270,0069 -6000,15
70 0,09 -0,01 -62,2114 2047,156 -2892,63 -2954,84 -582,691 -3011,75 -430,849 -134,1347 -2980,77
80 0,09 -0,01 -62,2114 -833,435 1177,643 1115,432 -286,127 1151,545 490,0569 46,892952 1042,066
90 0,09 -0,01 -62,2114 -3400,39 4804,747 4742,536 1087,461 4865,616 -1146,76 212,78459 4728,547
100 0,09 -0,01 -62,2114 -5557,2 7852,328 7790,116 -994,16 7853,296 -318,357 353,10784 7846,841
110 0,09 -0,01 -62,2114 -7256,85 10253,93 10191,72 -112,734 10192,34 -3373,93 432,79722 9617,716
120 0,09 -0,01 -62,2114 -8500,97 12011,87 11949,66 1753,093 12077,57 -7569,46 423,50452 9411,212
130 0,09 -0,01 -62,2114 -9333,38 13188,06 13125,85 -3138,12 13495,77 -5875,29 546,7393 12149,76
140 0,09 -0,01 -62,2114 -9828,92 13888,26 13826,05 3494,774 14260,9 -12922 271,48066 6032,903
150 0,09 -0,01 -62,2114 -10079,1 14241,76 14179,55 -2575,62 14411,57 -10898,5 424,33155 9429,59
160 0,09 -0,01 -62,2114 -10176,4 14379,29 14317,08 786,5666 14338,67 -13735,3 185,2082 4115,738
170 0,09 -0,01 -62,2114 -10199,6 14412,02 14349,81 1248,285 14404 -14354,5 53,699153 1193,315
180 0,09 -0,01 -62,2114 -10201,2 14414,24 14352,03 -2933,99 14648,86 -14318,3 139,25654 3094,59
190 0,0955 –
0,0045 -27,9951 -10199,6 14412,02 14384,03 3705,224 14853,58 -13434,7 -285,0965 -6335,48
200 0,103 0,003 18,66342 -10176,4 14379,29 14397,95 -3221,13 14753,87 -14653,5 -77,33139 -1718,48
210 0,11 0,01 62,21139 -10079,1 14241,76 14303,97 1684,111 14402,77 -11489,2 -390,8456 -8685,46
220 0,121 0,021 130,6439 -9828,92 13888,26 14018,91 309,889 14022,33 -10528,5 -416,7676 -9261,5
230 0,129 0,029 180,413 -9333,38 13188,06 13368,48 -2083,82 13529,91 -10265,5 -396,6089 -8813,53
240 0,144 0,044 273,7301 -8500,97 12011,87 12285,6 2988,519 12643,86 -3393,5 -548,0979 -12180
250 0,159 0,059 367,0472 -7256,85 10253,93 10620,98 -2656,37 10948,13 -6251,7 -404,4438 -8987,64
260 0,177 0,077 479,0277 -5557,2 7852,328 8331,355 1444,304 8455,619 56,27082 -380,4944 -8455,43
270 0,189 0,089 553,6814 -3400,39 4804,747 5358,428 -236,061 5363,626 -249,166 -241,1026 -5357,83
280 0,22 0,12 746,5367 -833,435 1177,643 1924,18 -187,437 1933,287 139,1407 -86,77232 -1928,27
290 0,27 0,17 1057,594 2047,156 -2892,63 -1835,04 -387,697 -1875,55 -1010,28 71,108594 1580,191
300 0,3 0,2 1244,228 5100,581 -7207,12 -5962,89 1539,211 -6158,35 -1565,02 268,02774 5956,172
310 0,38 0,28 1741,919 8152,436 -11519,4 -9777,47 -2128,6 -10006,5 -7987,78 271,21702 6027,045
320 0,44 0,34 2115,187 11009,86 -15556,9 -13441,7 1447,103 -13519,4 -9308,55 441,19657 9804,368
330 0,6 0,5 3110,569 13479,48 -19046,5 -15935,9 527,6954 -15944,7 -13521,6 380,24305 8449,846
340 0,76 0,66 4105,952 15386,12 -21740,6 -17634,6 -2905,66 -17872,4 -17594,2 141,367 3141,489
350 1,9 1,8 11198,05 16590,23 -23442 -12243,9 3023,447 -12611,7 -11463,2 236,62343 5258,299
360 3,805 2,805 17450,29 17001,94 -24023,7 -6573,44 -1623,18 -6770,88 -6551,02 -77,01455 -1711,43
361 3,805 2,805 17450,29 16997,79 -24017,9 -6567,59 -459,847 -6583,67 -6556,28 -26,99384 -599,863
362 3,805 2,805 17450,29 16985,37 -24000,3 -6550,03 1090,671 -6640,21 -6575,93 41,477883 921,7307
363 3,805 2,805 17450,29 16964,67 -23971,1 -6520,78 1664,559 -6729,88 -6579,98 63,562673 1412,504
364 3,805 2,805 17450,29 16935,71 -23930,2 -6479,86 671,1447 -6514,53 -6509,54 11,467115 254,8248
365 3,805 2,805 17450,29 16898,52 -23877,6 -6427,31 -882,389 -6487,6 -6314,86 -66,92018 -1487,12
366 3,805 2,805 17450,29 16853,12 -23813,5 -6363,16 -1642,94 -6571,84 -6123,69 -107,3371 -2385,27
367 3,805 2,805 17450,29 16799,55 -23737,8 -6287,46 -851,072 -6344,8 -6124,67 -74,55611 -1656,8
368 3,805 2,805 17450,29 16737,84 -23650,6 -6200,28 654,954 -6234,77 -6232,23 -8,005319 -177,896
369 3,805 2,805 17450,29 16668,05 -23552 -6101,66 1559,68 -6297,85 -6261,78 30,288969 673,0882
370 3,805 2,805 17450,29 16590,23 -23442 -5991,7 987,1798 -6072,48 -6072,46 -0,593052 -13,1789
380 2,35 1,35 -62,2114 15386,12 -21740,6 -21802,8 -721,642 -21814,7 -20226,1 -367,754 -8172,31
390 1,59 0,59 -62,2114 13479,48 -19046,5 -19108,7 -2057,46 -19219,2 -15452,1 -514,2802 -11428,4
400 1,34 0,34 -62,2114 11009,86 -15556,9 -15619,1 3400,492 -15985 -14238,3 -326,9617 -7265,82
410 0,96 -0,04 -62,2114 8152,436 -11519,4 -11581,6 -2989,57 -11961,2 -5002,38 -488,923 -10865
420 0,77 -0,23 -62,2114 5100,581 -7207,12 -7269,33 1535,759 -7429,79 -5028,28 -246,1389 -5469,75
430 0,67 -0,33 -62,2114 2047,156 -2892,63 -2954,84 -287,793 -2968,82 -724,66 -129,5562 -2879,03
440 0,59 -0,41 -62,2114 -833,435 1177,643 1115,432 49,15602 1116,514 142,5745 49,83182 1107,374
450 0,5 -0,5 -62,2114 -3400,39 4804,747 4742,536 -822,209 4813,281 867,3998 213,05155 4734,479
460 0,45 -0,55 -62,2114 -5557,2 7852,328 7790,116 1948,382 8030,075 -3371,06 327,96952 7288,212
470 0,4 -0,6 -62,2114 -7256,85 10253,93 10191,72 -2479,12 10488,91 -1017,87 469,77312 10439,4

50

Verificarea primară a puterii motorului. Acest calcul se va realiza utilizând două relații pentru o
verificare cât mai bună.
Metoda 1: 𝑃𝑒=𝑖∗𝑀𝑚𝑒𝑑 ∗𝜔∗𝜂𝑚∗10−3 [𝑘𝑊] (3.126)

Valoarea lui 𝑀𝑚𝑒𝑑 =∑𝑀(𝛼)
72=37.72 [𝑁∗𝑚𝑚 ]. (3.127)
Înlocuid în relația de mai sus vom obține că: 𝑃𝑒=4∗37.72∗0.9∗𝜋∗5400
30∗10−3=74.65 [𝑘𝑊]
Calculul erorii relative 𝜀=74.65−76
74.65∗100 =1.8 %. Valoarea este acceptată deoarece este sub limita
superioară impusă de 𝜀=5%.

Metoda 2: 𝑃𝑒=𝑖∗𝑇𝑚𝑒𝑑 ∗𝜔∗𝑅∗𝜂𝑚∗10−3[𝑘𝑊] (3.128)

Valoarea lui 𝑇𝑚𝑒𝑑 =∑𝑇(𝛼)
72=838 .15 [𝑁] (3.129)
Înlocuind în relația anterioară găsim că:
𝑃𝑒=4∗838 .51∗𝜋∗5250
30∗0.045 ∗0.9∗10−3=74.65 [𝑘𝑊]
După cum putem vedea, valorile puterilor calculate sunt egale deci calculele au fost realizate corect și
respectă condiția de eroare maximă. 480 0,37 -0,63 -62,2114 -8500,97 12011,87 11949,66 1862,516 12093,93 -7668,43 420,83648 9351,922
490 0,33 -0,67 -62,2114 -9333,38 13188,06 13125,85 -289,951 13129,05 -8202,45 461,31456 10251,43
500 0,31 -0,69 -62,2114 -9828,92 13888,26 13826,05 -1628,03 13921,57 -9478,7 458,83335 10196,3
510 0,28 -0,72 -62,2114 -10079,1 14241,76 14179,55 3172,379 14530,09 -13918,1 187,76421 4172,538
520 0,26 -0,74 -62,2114 -10176,4 14379,29 14317,08 -3687,96 14784,45 -12074 383,95002 8532,223
530 0,24 -0,76 -62,2114 -10199,6 14412,02 14349,81 2933,402 14646,57 -14635,8 -25,24527 -561,006
540 0,22 -0,78 -62,2114 -10201,2 14414,24 14352,03 -1248,27 14406,21 -14345,8 59,284456 1317,432
550 0,21 -0,79 -62,2114 -10199,6 14412,02 14349,81 -788,577 14371,46 -14273,9 -75,2263 -1671,7
560 0,21 -0,79 -62,2114 -10176,4 14379,29 14317,08 2600,764 14551,38 -12490,2 -335,9569 -7465,71
570 0,21 -0,79 -62,2114 -10079,1 14241,76 14179,55 -3584,17 14625,52 -14125,4 -170,6338 -3791,86
580 0,21 -0,79 -62,2114 -9828,92 13888,26 13826,05 3305,444 14215,68 -8317,08 -518,7933 -11528,7
590 0,21 -0,79 -62,2114 -9333,38 13188,06 13125,85 -1925,48 13266,33 -9983,16 -393,1566 -8736,81
600 0,21 -0,79 -62,2114 -8500,97 12011,87 11949,66 131,9993 11950,39 -5854,12 -468,8235 -10418,3
610 0,21 -0,79 -62,2114 -7256,85 10253,93 10191,72 1300,784 10274,39 -2192,7 -451,6961 -10037,7
620 0,21 -0,79 -62,2114 -5557,2 7852,328 7790,116 -1786,33 7992,301 -3203,87 -329,4913 -7322,03
630 0,21 -0,79 -62,2114 -3400,39 4804,747 4742,536 1216,531 4896,079 1282,569 -212,6297 -4725,1
640 0,21 -0,79 -62,2114 -833,435 1177,643 1115,432 -219,95 1136,911 -35,209 -51,13644 -1136,37
650 0,21 -0,79 -62,2114 2047,156 -2892,63 -2954,84 -225,781 -2963,46 -1234,21 121,23979 2694,217
660 0,21 -0,79 -62,2114 5100,581 -7207,12 -7269,33 -477,958 -7285,03 -4070,65 271,87378 6041,64
670 0,21 -0,79 -62,2114 8152,436 -11519,4 -11581,6 2195,958 -11787,9 -5654,95 465,43435 10342,99
680 0,21 -0,79 -62,2114 11009,86 -15556,9 -15619,1 -3981,46 -16118,6 -14619,7 305,4489 6787,753
690 0,21 -0,79 -62,2114 13479,48 -19046,5 -19108,7 4479,41 -19626,7 -14135,9 612,70108 13615,58
700 0,21 -0,79 -62,2114 15386,12 -21740,6 -21802,8 -2992,82 -22007,3 -21546,1 201,66763 4481,503
710 0,21 -0,79 -62,2114 16590,23 -23442 -23504,2 -0,35426 -23504,2 -23147,2 183,64924 4081,094
720 0,21 -0,79 -62,2114 17001,94 -24023,7 -24085,9 3306,853 -24311,9 -24060,2 157,0198 3489,329

51

3. 7 Calculul pistonului.
1. Stabilirea dimensiunilor
𝐷- diametrul pistonului 𝐷=89 [𝑚𝑚 ];
𝐿
𝐷=0.89;
𝐻𝑐
𝐷=0.5;
𝐿𝑚
𝐷=0.8;
𝛿
𝐷=0.09;
𝐻1
𝐷=0.08;
𝐻2
𝐷=0.04; -20000.00-15000.00-10000.00-5000.000.005000.0010000.0015000.0020000.00
0 100 200 300 400 500 600 700 800
-800.00-600.00-400.00-200.000.00200.00400.00600.00800.001000.00
0 50 100 150 200 250 300M rez

52
𝐻=2;
𝐵
𝐷=0.35.
𝛿𝑠=0.08∗89=7.12[𝑚𝑚 ];
𝛿𝑚=0.04∗89=3.56 [𝑚𝑚 ];
𝑑=𝐷∗0.26 =2 3.14 [mm];
𝑑𝑢=1.5∗23.14=34.71 [𝑚𝑚 ].
2. Calculul pistonului
2.1 Calculul capului pistonului.
𝐷𝐶=𝐷∗[1+𝛼𝑐∗(𝑇𝑐𝑖𝑙−𝑇0)]−Δ′𝐶
1+𝛼𝑝∗(𝑇𝑝−𝑇0) [𝑚𝑚 ] (3.3)
𝛼𝑐- coeficientul de dilatare al materialului cilindrului;
𝛼𝑝- coeficientul de dilatare al materialului cilindrului;
𝑇𝑐𝑖𝑙- temperatura cilindrului, cilindrul fiind răcit cu apa vom aveam temperatura acestuia
𝑇𝑐𝑖𝑙=390 [𝐾];
Δ′
𝐶=0.249;
𝑇𝑝- temperatura pistonului la cap; 𝑇𝑝=𝑇𝑐𝑝=550 [𝐾];
𝑇0=298 [𝐾];
𝛼𝑐=11∗10−6.
𝐷𝐶=89∗[1+11∗10−6∗(390 −298 )]−0.249
1+21∗10−6∗(550 −298)=88.284 [𝑚𝑚 ].

b) Verificarea la rezistență.
Verificarea la rezistență se face static pentru solicitarile termo -mecanice, considerându -se capul
pistonului ca o placa pl ană de grosime constantă 𝛿 și diametru exterior 𝐷𝑖, aceasta fiind incastrată în
conturul regiunii port segmenți.
𝐷𝑖=𝐷−2∗𝐴−2∗𝛿𝑠 (3.134)
Din considerente tehnice adâncimea primului segment se notează cu litera 𝐴 și se alege valoarea
raportului 𝐴
𝐷=3.9709
89=0.044 [𝑚𝑚 ].
𝐷𝑖=89−2∗3.9709 −2∗7.12=65.818 [𝑚𝑚 ].
Solicitari mecanice: – capul pistonului este considerat încastrat având asupra lui o sarcina uniform
distribuită, aceasta fiind egală cu presiunea maximă a gazelor.
Eforturile unitare vor lua valor i extreme:
– pe margine;

53
– pe direcția radială.

𝜎𝑟𝑚𝑎𝑟=3∗𝑝𝑚𝑎𝑥 ∗𝐷𝑖2
16∗𝛿2 −+<𝜎𝑎𝑑𝑚 =70…170 [𝑀𝑃𝑎 ] (3.135)
𝜎𝑟𝑚𝑎𝑟=3∗3.98∗66.8182
16∗7.472=59.704 −+<𝜎𝑎𝑑𝑚 =70 [𝑀𝑃𝑎 ].
𝜎𝑡𝑚𝑎𝑟=𝜇∗𝜎𝑟𝑚𝑎𝑟 (3.316), unde 𝜇 – coeficientul lui Poisson si vom alege 𝜇=0.35;
𝜎𝑡𝑚𝑎𝑟=0.35∗59.704 =20.89 [𝑀𝑃𝑎 ].
Semnificatiile semnelor : + pentru fibra superioară;
− pentru fibra inferioară.
– în centru: 𝜎𝑐=−𝜎𝑟𝑚𝑎𝑟+𝜎𝑡𝑚𝑎𝑟
2< 𝜎𝑎𝑑𝑚 (3.137)
𝜎𝑐=−59.704 +21.89
2=40.297 < 70 (𝐴).
2.2 Calculul regiunii port -segmenți
Se va verifica static la comprimare sub acțiunea forței maxime de presiune a gazelor 𝐹𝑐:
𝐹𝑐=𝜋∗𝐷2
4∗𝑝𝑚𝑎𝑥 (3.138)
𝐹𝑐=𝜋∗892
4∗3.98=24760 .13 [𝑁]
Această zonă a pistonului este solicitata si la intindere sub actiun ea for ței maxime de iner ție a par ții din
piston a carei masa este 𝑚∗
𝑝 ce corespunde capului respectiv a regiunii port -segmen ți, deasupra zonei
de calcul 𝐹𝑖:
𝐹𝑖=𝑚∗
𝑝∗𝑅∗𝜔2∗(1+𝜆)[𝑁] (3.139)
𝐹𝑖=0.352 ∗0.045 ∗(𝜋∗5250
30)2
∗(1+1
3)=6367 .7 [𝑁]
Sectiunea pericul osa de calculat este cea care este slabita de catre canalizatia de evacuare a uleiului
raclat de catre segmentul de ungere ( Ω ):
Ω=𝜋
4∗(𝐷𝑢2−𝐷𝑖2)−𝜈∗𝛿𝑢∗𝐷𝑢−𝐷𝑖
2 (3.140)
unde 𝜈- numarul gaurilor de ungere avand diametrul 𝛿𝑢 ce se calculeaza conform relatiei 𝛿𝑢=𝑑𝑠𝑢=
2 [𝑚𝑚 ] si 𝜈=6.
Pentru calculul 𝐷𝑢 si 𝐷𝑖 vom folosii relatiile urmatoare:
𝐷𝑢=𝐷−2∗𝐴=89−2∗3.9709 =81.0582 [𝑚𝑚 ]
Alegem constructiv 𝐷𝑖=66 [𝑚𝑚 ].
Cu cele 2 valori obtinute vom calcula canalizatia de evacuare a uleiului raclat:
Ω=𝜋
4∗(81.05822−662)−2∗6∗81.0582 −66
2=1648 .8
Astfel 𝜎𝑐𝑚𝑎𝑥=𝐹𝑐
Ω=24760 .13
1648 .8=15.07<40[𝑁
𝑚𝑚2] (3.141)

54
𝜎𝑖𝑚𝑎𝑥=𝐹𝑖
Ω=6367 .7
1648 .8=3.862 <4 [𝑁
𝑚𝑚2]. (3.142)

2.3 Calculul mantalei.
a) Diametrul mantalei pistonului.

𝐷𝑚=𝐷∗[1+𝛼𝑐∗(𝑇𝑐𝑖𝑙−𝑇0)]−Δ𝑛′
1+𝛼𝑛∗(𝑇𝑚−𝑇0) (3.143)
𝑇𝑚-temperatura mantalei 𝑇𝑚=140∘=413 [𝐾];
𝛼𝑛=𝛼𝑝=22∗10−6
Δ𝑛′=0.001 ∗89=0.089
Inlocuind cu aceste valori in relatia de mai sus vom obtine ca:

𝐷𝑚=89∗[1+11∗10−6∗(390 −298 )]−0.089
1+22∗10−6∗(413 −298 )=88.776 . (3.144)
Astfel se poate termina jocul de mantaj de la baza mantalei care se calculeaza conform relatiei:
Δ𝑛=𝐷−𝐷𝑚=89−88.776 =0.224 >0.2 (3.145)
b) Verificarea presiunii maxime pe manta
𝑝𝑚𝑚𝑎𝑥=𝑁𝑚𝑎𝑥
𝐷∗𝐿𝑚−𝐴𝑒𝑣 (3.146)
Pentru motoarele cu aprindere prin scanteie, aria evaz ării mantalei se calculeaz ă conform relatiei:
𝐴𝑒𝑣=𝑎1∗𝑏1.
În urma analizei unor pistoane ce echipează motoarele ale modelelor similare, am găsit
experimental valorile pentru cei doi termeni ce intră în compoziția formulei ariei evazării.
𝑎1=1.5
𝑏1=3.1
Prin calcul așadar vom obține 𝐴𝑒𝑣=1.5∗3.1=4.65 𝑚𝑚2.
Acum va trebui să vedem daca valoarea presiunii maxime pe manta nu va trece de valoa rea
maximă admisibilă pentru motoarele cu aprindere prin scânteie:
𝑝𝑚𝑚𝑎𝑥=4870 ,938
89∗71.2−4.65=0.762 <0.8 𝑁
𝑚𝑚2 (3.147)
Condiția este respectată.

2.4 Calculul umerilor pistonului.
Principala solicitare la care sunt supusi umerii pistonului este solicitarea la forfecare. Calculul este
considerat la functionare in regimul de repriza (turatia scazuta si sarcina maxima). Pentru cazul in
care umerii pistonului nu sunt solidarizati cu regiunea port -segmenti, relatia de verificare este
urmatoarea:

55
𝜏𝑚𝑎𝑥=0.5∗𝑝𝑚𝑎𝑥 ∗𝐷2
𝑑𝑢2−𝑑2 (3.148)
𝜏𝑚𝑎𝑥 =0.5∗3.98∗892
34.712−23.142=23.55<30[𝑁
𝑚𝑚2]−𝑝𝑒𝑛𝑡𝑟𝑢 𝑎𝑙𝑖𝑎𝑗𝑒 𝑑𝑒 𝑎𝑙𝑢𝑚𝑖𝑛𝑖𝑢

3.8 Calculul bolțului.
3.8.1 Alegerea materialului
Materialul din care va fi confecționat bolțul este 20 MoNi35 având rezistența la rupere egală cu valoarea
𝜎𝑟=1550 [𝑀𝑃𝑎 ].
3.8.2 Predimensionare
Dimensiunile principale de care se va ține cont în proiectarea bolțului sunt:
– raportul 𝑑
𝐷=0.28;
– raportul 𝜒=𝑑𝑖
𝑑=0.66;
– raportul 𝑏
𝐷 pentru bolț fix, 𝑏
𝐷=0.29;
– raportul 𝑙
𝐷 pentru bolț fix, 𝑙
𝐷=0.9;
– jocul 𝑗=1.5 [𝑚𝑚 ].

Verificarea presiunii în piciorul bielei 𝑝𝑏și în umerii pistonului 𝑝𝑎.
Forța de calcul: 𝐹=𝜋∗𝐷2
4∗𝑝𝑚𝑎𝑥 −𝑚𝑝𝑠∗𝑅∗𝜔2∗(1+𝜆) (3.149) unde avem:
𝑚𝑝𝑠-masa totală a pistonului și a segmentilor având relația de calcul:
𝑚𝑝𝑠=𝑚𝑔𝑟𝑢𝑝 𝑝𝑖𝑠𝑡𝑜𝑛 −𝑚𝑏𝑜𝑙𝑡 (3.150)
𝑚𝑔𝑟𝑢𝑝 𝑝𝑖𝑠𝑡𝑜𝑛 =0.588 [𝑘𝑔] si 𝑚𝑝𝑠=0.475 [𝑘𝑔] valori obținute din capitolul anterior. Înlocuind astfel cu
aceste valori vom obține masa bolțu lui:
0.475 =0.588 −𝑚𝑏𝑜𝑙𝑡
𝑚𝑏𝑜𝑙𝑡 =0.113 [𝑘𝑔].
În continuare vom calcula forța de calcul conform relației de mai sus, cunoscând și ceilați termeni ai relației
vom obține că:
𝐹=𝜋∗892
4∗3.98−0.475 ∗0.045 ∗(𝜋∗5250
30)2
∗(1+1
3)∗10−3
𝐹=24752 [𝑁].
Definim în contin uare lungimea 𝑎 ca fiind lungimea de sprijinîin umerii pistonului ce se calculează dupa
formula: 𝑎=𝑙−𝐵
2 (3.151). Dar pentru determinarea termenului B avem nevoie de a alege din tabele valoarea
pentru lungimea de sprijin in piciorul bielei cunoscuta ca si 𝑏 a carui rela ție de calcul este sub forma: 𝑏=
𝐵−2∗𝑗 (3.152). Cunoscand valoare raportului 𝑏
𝐷 pentru un bolț fix putem determina valoare lungimii B,
astfel: 𝑏
𝐷=0.29. Deci 𝑏
89=0.29⟹

56
𝑏=25.81 [𝑚𝑚 ].
În continare ne vom întoarce în relația de m ai sus cu valoarea 𝑏 fiind cunoscută și găsim că: 25.81=𝐵−2∗
1.5⟹25.81=𝐵−3⟹𝐵=22.81[𝑚𝑚 ]. Cu valoarea gasită pentru 𝐵 putem calcula lungimea de sprijin
în umerii pistonului nu înainte de a determina valoare lui 𝑙 din realația, 𝑙
𝐷=0.9. Înlocuind cu val oarea lui 𝐷
care este cunoscută determinam: 𝑙
89=0.9⟹
𝑙=89∗0.9=80.1 [𝑚𝑚 ].
Acum putem afrima că: 𝑎=80.1−22.81
2=28.64 [𝑚𝑚 ].
Forța ce acționează asupra boltului se consideră uniform distribuită în lungul și în jurul suprafețelor de
sprijin pe jumatate di n circumferință:
𝑝𝑎=𝐹
2∗𝑎∗𝑑<𝑝𝑎𝑎𝑑𝑚 (3.153)
𝑝𝑎=24752
2∗28.64∗23.1418.67<20…53
18.67<20 [𝑀𝑃𝑎 ].
𝑝𝑏=𝐹
𝑏∗𝑑<𝑝𝑏𝑎𝑑𝑚
𝑝𝑏=24752
25.81∗23.1441.44<68.5…93
41.44<68.5 [𝑀𝑃𝑎 ].

Verificarea la rezistență.

a) Verificarea la încovoiere. Aceasta verificare se face static și la oboseala, sarcina considerându -se
distribuită liniar în lungul bolțului și în umeri în timp ce în piciorul bielei sarcina distribuindu -se
uniform.
𝜎𝑖𝑚𝑎𝑥=𝐹∗(3∗𝑙−4∗𝑎−1.5∗𝑏)
1.2∗𝑑3∗(1−𝜒4)≤𝜎𝑖𝑎𝑑𝑚. (3.154)
Înlocuin d termenii pentru tensiunea maximă vom obține:
𝜎𝑖𝑚𝑎𝑥=24752 ∗(3∗80.1−4∗28.64−1.5∗25.81)
1.2∗23.143∗(1−0.664)
𝜎𝑖𝑚𝑎𝑥=178 .797 [𝑀𝑃𝑎 ]<250 …500 [𝑀𝑃𝑎 ].
Valoarea coeficientului de siguranță se determină utilizând relația specifică bolțului fix în biela, c iclul de
încărcare fiind asimetric și are relația sub forma:
𝑐𝜎=𝜎−1
𝛽𝜎
𝜀𝜎∗𝛾∗𝜎𝜈+𝜓𝜎∗𝜎𝑛>𝑐𝜎𝑎𝑑𝑚𝑖𝑠𝑖𝑏𝑖𝑙 (3.155)
unde avem: 𝜎−1- rezistența la rupere a materialului;

57
𝛽𝜎- coficientul efectiv de concentrare;
𝛾- coeficient de calitate al s uprafetei;
𝜀𝜎- factor dimensional;
𝜎𝜈=𝜎𝑚𝑎𝑥 −𝜎𝑚𝑖𝑛
2 – amplitudinea eforturilor unitare (3.156);
𝜎𝑛=𝜎𝑚𝑎𝑥 +𝜎𝑚𝑖𝑛
2 – efortul unitar mediu (3.157);
𝜓𝜎=(2∗𝜎−1−𝜎0)
𝜎0 (3.158)
Pentru determinarea valorii efortului unitar vom avea nevoie de ca lculul tenisiunii maxime și celei minime
după cum urmează:
𝜎𝑚𝑎𝑥 =𝜎𝑖𝑚𝑎𝑥=178.797 [𝑀𝑃𝑎 ].
𝜎𝑚𝑖𝑛 =−10−3∗𝑚𝑝∗𝑅∗𝜔2∗(1−𝜆)=−10−3∗0.352 ∗45∗(𝜋∗5250
30)2
∗(1−1
3)=−320.7 [𝑀𝑃𝑎 ].
Efortul unitar mediu se va calcula conform relației: 𝜎𝑛=𝜎𝑚𝑎𝑥 +𝜎𝑚𝑖𝑛
2 (3.159)
𝜎𝑛=178 .797 +(−320 .7)
2=−70.9515 [𝑀𝑃𝑎 ].
Amplitudinea eforturilor unitare: 𝜎𝜈=𝜎𝑚𝑎𝑥 −𝜎𝑚𝑖𝑛
2 (3.160)
𝜎𝜈=178.797 −(−320.7)
2=249.748 [𝑀𝑃𝑎 ].
În continuare vom alege valorile celorlalți termeni ai formulei:
𝜎−1=0.4∗𝜎𝑟=0.4∗1550 =620[𝑀𝑃𝑎 ]
𝛽𝜎=1
𝜀𝜎=0.5
𝛾=2
𝜎0=1.6∗𝜎−1=1.6∗620 =992 [𝑀𝑃𝑎 ]
𝜓𝜎=(2∗𝜎−1−𝜎0)
𝜎0=(2∗𝜎−1−𝜎0)
𝜎0=(2∗620 −992 )
992=0.25
Calculul coeficientului de siguranță: 𝑐𝜎=620
1
0.5∗2∗249 .748 +0.25∗(−70.9515 )=2.67<4.
b) Verificarea la forfecare
Forta tăietoare maximă se va realiza în zona jocului dintre piciorul bielei și umerii pistonului, iar pe de alta
parte efortul unitar maxim în periferia bolțului în planul nominal al axei pistonului.
Formula de calcul pentru verificarea la forfecare se face după formula lui Juravski:
𝜏𝑚𝑎𝑥 =0.85∗𝐹∗(1+𝜒+𝜒2)
𝑑2∗(1−𝜒4) (3.161)

58
𝜏𝑚𝑎𝑥 =0.85∗24752 ∗(1+0.66+0.662)
23.142∗(1−0.664)=101.622 <150 …220 [𝑀𝑃𝑎 ].
𝜏𝑚𝑖𝑛 =2∗𝐹
𝜋∗𝑑2∗(1−𝜒2) (3.162)
𝜏𝑚𝑖𝑛 =2∗24752
𝜋∗23.142∗(1−0.662)=45.981 < 150 …220 [𝑀𝑃𝑎 ].

c) Verificarea la ovalizare
Sarcina ce acționează asupra bolțului este considerată sinusiodal distribuită pe jumatate din suprafața
periferică a acestuia în planul transversal. Efortul unitar maxim ce este realizat se afla pe fibra interioară la
𝜌=0.
𝜎𝑚𝑎𝑥 =−𝐹∗𝑘
𝑙∗𝑑∗[0.19∗(1+2∗𝜒)∗(1+𝜒)
(1+𝜒2)∗𝜒+1
1−𝜒] (3.163)
unde 𝑘=1.5−15∗(𝜒−0.4)3=1.5−15∗(0.66−0.4)3=1.236.
Înlocuind în relația tensiunii la ovalizare obținem că:
𝜎𝑚𝑎𝑥 =−24752 ∗1.236
80.1∗23.14∗[0.19∗(1+2∗0.66)∗(1+0.66)
(1+0.662)∗0.66+1
1−0.66]=−58.027 [𝑀𝑃𝑎 ].
Condiția pentru ca acesta valoare să fie va lidată este ca |𝜎𝑚𝑎𝑥|≤𝜎𝑎=𝜎−1=620 deci |𝜎𝑚𝑎𝑥|=58.027 <
620
Verificarea deformației
Deformația maximă de ovalizare în timpul montajului se produce în plaunul normal al axului pistonului:
𝑓=0.09∗𝐹∗𝑘
𝐸∗𝑙∗(1+𝜒
1−𝜒)2
≤𝑠′
2, (3.164) unde
𝑠′=0.003 ∗23.14=0.0694
𝑓=0.09∗24753 ∗1.236
2.1∗105∗80.1∗(1+0.66
1−0.66)2
=0.0039 <0.0344 .
Jocul la montaj: 𝑠=𝑠′+𝑑∗[𝛼𝑏∗(𝑇𝑏−𝑇0)−𝛼𝑝∗(𝑇𝑝−𝑇0)]
1+𝛼𝑝∗(𝑇𝑝−𝑇0) (3.165) se calculează după acesăa formulă a carei termeni
sunt următorii:
𝛼𝑏- coeficient de dilatare al bolțului 𝛼𝑏=11∗10−6[1
𝑘];
𝛼𝑝- coeficient de dilatare al materialului pistonului;
𝑇𝑏- temperatura bolțului 𝑇𝑏=425 [𝐾];
𝑇𝑝- temperatura umeri lor pistonului 𝑇𝑝=450 [𝐾].
𝑠=0.0688 +23.14∗[11∗10−6∗(425 −298)−21∗10−6∗(450 −298 )]
1+21∗10−6∗(450 −298)
𝑠=0.027

59
Procedeul de montaj necesită asigurarea strângerii la rece astfel vom avea temperatura 𝑇𝑝𝑚 este tempratura
la care va trebui încălzit pistonul pent ru efectuarea montajului pentru a se asigura o creștere a diametrului
orificiului din umerii pistonului astfel că:
𝑇𝑝𝑚>𝑇0+|𝑠|
(𝑑−|𝑠|)∗𝛼𝑝 (3.166). Vom alege 𝑇𝑝𝑚=380 [𝐾] și înlocuind valorile terminilor din formula de
dianinte pentru a verifica veridi citatea inecuatiei:
380 >298 +0.027
(23.14−0.027 )∗21∗10−6
395 >353.627
3.9. Calculul segmenților de compresie
3.9.1 Numărul segmenților și alegerea materialului
Pentru motoarele cu aprindere prin scânteie se vor folosi doi segmenți de compresie și numai unul singur de
ungere.
În cadrul acestui proiect de licenta am ales să folosesc segmenți de tipul IKA 3 având specificațiile fizico –
mecanice urmatoarele:
– rezistența la rupere 𝜎𝑟=500 [𝑀𝑃𝑎 ];
– modulul de elasticitate 𝐸=(10…13)∗ 104 [𝑀𝑃𝑎 ], alegem 𝐸=12∗104 [𝑀𝑃𝑎 ]
– coeficient de dilatare 𝛼𝑠=(11.6…13.2)∗10−6 [𝑘−1], alegem 𝛼𝑠=12∗10−6 [𝑘−1].

3.9.2 Calculul segmentului de compresie.
3.9.2.1 Stabilirea dimensiunilor secțiunii.
a) Grosimea radială „a” se determină din condiția ca efortul unitar ce este neces ar la montare 𝜎𝑛 să aibă o
valoare care să nu treacă de valoarea maximă admisibilă a rezistenței
𝜎𝑎=200 …300 [𝑀𝑃𝑎 ] iar o altă condiției obligatorie de indeplinit este ca, în timpul funcționării motorului
valoarea 𝜎𝑓 să aibă o valoare cât mai mică posibil.
în continuare vom determina valoarea tensiunii 𝜎𝑛 ce se va determina prin calcul conform relației
urmatoare:
a=3.51 (mm)
𝜎𝑛=2∗𝑛∗𝐸
(𝐷
𝑎−1)2∗[1−3∗𝑃𝐸
4∗𝐸∗𝐷
𝑎∗(𝐷
𝑎−1)3
]≤𝜎𝑎 (3.166)
𝜎𝑛=2∗0.5∗12∗104
(89
3.51−1)2∗[1−3∗0.16
4∗12∗104∗89
3.51∗(89
3.51−1)3
]=128 .176 [𝑀𝑃𝑎 ]<200[𝑀𝑃𝑎 ].
unde n=0.5 valoare adoptată pentru procedeul de montaj Ghintburg.
𝜎𝑓=𝑃𝐸∗𝑘
2∗[3∗(𝐷
𝑎−1)2
−1] (3.167)
𝜎𝑓=0.16∗1.742
2∗[3∗(89
3.51−1)2
−1]=247 .874 [𝑀𝑃𝑎 ]<300 [𝑀𝑃𝑎 ].

60

b) Înălțimea h se va alege din valorile deja existente notițele de laborator de la Motoare I.
Analizând lucrâri destinate calculului și proiectarii motoarelor cu ardere internă, pentru înălțimea
segmenților am ales valoarea des utilizată pentru cazul segmenților pentru pistoanele de diametru D=8 9
[mm], valoare de ℎ=2[𝑚𝑚 ].
3.9.2.2 Rostul de dilatare
a) În stare liberă: 𝑆0=3∗(3−𝑐)∗𝜋
4∗𝑃𝐸
𝐸∗(𝐷
𝑎−1)3
∗𝐷 (3.16 8)
𝑆0=3∗(3−0.196)∗𝜋
4∗0.16
12∗104∗(89
3.51−1)3
∗89=11.32 [𝑚𝑚 ]
b) În funcționare 𝑆′=(0.0015 …0.0030 )∗𝐷 (3.16 9) valori uzuale întâlnite pentru motoarele cu aprindere
prin scânteie.
În funcționare vom avea: 𝑆′=0.0015 ∗89=0.1335 [𝑚𝑚 ].
c) La montaj: 𝑆=𝑆′+𝜋∗𝐷[𝛼𝑆∗(𝑇𝑠−𝑇0)−𝛼𝑐𝑖𝑙∗(𝑇𝑐𝑖𝑙−𝑇0)]
1+𝛼𝑆∗(𝑇𝑆−𝑇0) (3.170) unde avem
𝑇𝑠=500 …545 [𝐾], alegem 𝑇𝑠=500 [𝐾];
𝛼𝑐𝑖𝑙=(10.5…12)∗10−6 alegem 𝛼𝑐𝑖𝑙=12∗10−6;
𝑇𝑐𝑖𝑙=385 …395 [𝐾] alegem 𝑇𝑐𝑖𝑙=390 [𝐾];
𝑇0=298 [𝐾].
𝑆=0.1335 +𝜋∗89[12∗10−6∗(500 −298 )−12∗10−6∗(390 −298 )]
1+12∗10−6∗(500 −298)
deci vom avea 𝑆=0.501 [𝑚𝑚 ].

3.9.3 Jocurile segmentului în canal.
Caracteristice motoarelor cu aprindere prin scânteie, avem valorile următoare ce ne vor ajuta în calculul
dimensiunilor canalului:
ℎ′=0.03…0.5 [𝑚𝑚 ] si 𝑎′=0.5…1.0 [𝑚𝑚 ].
Utilizând acești doi parametrii vom putea calcula dimensiunea adâncimii canalului:
𝐴=𝑎+𝑎′−𝐷𝑚−𝐷𝑐
2 [𝑚𝑚 ] (3.17 1)
𝐴=3.51+0.7−88.776 −88.284
2=3.9709 [𝑚𝑚 ]
4. Predimensionarea bielei
1. Piciorul bielei
– diametrul exterior al piciorului 𝑑𝑒𝑝=23,14∗1,3=30,082 (𝑚𝑚 )

61
– grosimea bucșei din piciorul bielei ℎ𝑏=0,08∗23,14=1,8512 (𝑚𝑚 )
– grosimea minimă a peretelui ℎ𝑚𝑖𝑛 =𝑑𝑒𝑝−𝑑𝑖𝑝
2 , unde 𝑑𝑖𝑝=𝑑+2∗ℎ𝑏 deci
𝑑𝑖𝑝=23,14+2∗1,8512 =26,8424 (𝑚𝑚 )
Deci grosimea minimă a peretelui: ℎ𝑚𝑖𝑛 =30,082 −26,8424
2=1,6198 (𝑚𝑚 )
– lățimea piciorului 𝑏𝑝=80,1 (𝑚𝑚 ).
2. Corpul bielei
– lățimea corpului bi elei în partea piciorului 𝐻𝑝=0,5∗𝑑𝑒𝑝=0,5∗30,082 =15,041 (𝑚𝑚 ).
– lățimea corpului bielei în partea capului: 𝐻𝑐=1,2∗𝐻𝑝=1,2∗15,041 =18,0492 (𝑚𝑚 ).
– în zona medie: 𝐻𝑚=𝐻𝑝+𝐻𝑐
2=15.041 +18,0492
2=16,5451 (𝑚𝑚 ).
– lungimea bielei: 𝐿=𝑅
Λ=45
1
3=135 (𝑚𝑚 )
3. Capul b ielei
– diametrul manetonului: 𝑑𝑚=0,6∗89=53,4 (𝑚𝑚 );
– lungimea manetonului: 𝑙𝑚=0,9∗𝑑𝑚=0,9∗53,4=48,06 (𝑚𝑚 );
– lățimea capului bielei: 𝑏𝑐=𝑙𝑚=48,06 (𝑚𝑚 )
– grosimea cuzinetului: ℎ𝐶𝑢=0,08∗𝑑𝑚=0,08∗53,4=4,272 (𝑚𝑚 );
– diametrul interior al capului: 𝑑𝑐=𝑑𝑚+2∗ℎ𝐶𝑢=53,4+2∗4,272 =61.54 (𝑚𝑚 );
– grosimea capului: ℎ𝐶=3 (𝑚𝑚 );
– Arborele cotit.

5. Proiectarea arborelui cotit
– Predimensionarea arborelui cotit.
– 𝑙
𝐷=1.15
– 𝑑𝑝- diametrul fusului palier 𝑑𝑝
𝐷=0.66
– 𝑙𝑝 – lungimea fusului palier 𝑙𝑝
𝑑𝑝=0.5
– 𝑑𝑚 – diametrul fusului maneton 𝑑𝑚
𝐷=0.59
– 𝑙𝑚 – lungimea fusului maneton 𝑙𝑚
𝑑𝑚=0.5
– 𝑑𝑚𝑖 – diametrul interior al fusului maneton 𝑑𝑚𝑖
𝑑𝑚=0.7
– 𝑏 – grosimea contragreutăților 𝑏
𝐷=0.23
– ℎ
𝐷=1.1
– 𝜌 – raza de r acordare a fusurilor cu arborele cotit 𝜌
𝐷=0.09
5.1 Proiectarea contragreutăților
5.1.1 Forța de inerție a maselor cu mișcare de rotație
𝑭𝒓=𝑭𝒄𝒐𝒕+𝑭𝒂=𝟓𝟗𝟏𝟎 [𝐤𝐍] (3.172)
𝐹𝑎=𝑚𝑎∗𝑅* 𝜔2=2295 .26 [kN] (3.173)
𝐹𝑐𝑜𝑡=𝐹𝑚+2𝐹𝑏𝑟=2605 .74 [kN](3.174)
𝐹𝑚=𝜌∗𝑉𝑚∗𝜒𝑚∗𝜔2=-2862 [kN]
𝑉𝑚∗𝜒𝑚=𝜋
4[𝑑𝑚2∗𝑅−𝑑𝑚𝑖2(𝑅+𝑙)]𝑙𝑚=−1546 .6(3.175)
𝐹𝑏𝑟=𝜌∗𝑉𝑏𝑟∗𝜒𝑏∗𝜔2=2733.87 (3.176)
𝑉𝐼= 𝑅12∗𝜋
2∗𝑏= 0.072 (3.177)

62
𝜒𝐼= 4𝑅1
3𝜋∗𝑅=0.028647 (3.178)
𝑉𝐼𝐼=(𝑅1+𝑅2) ∗𝑏ℎ=0.09018 (3.179)
𝜒𝐼𝐼=𝑅/2=0.0225 (3.180)
𝑉𝐼𝐼𝐼= 𝑅22∗𝜋
2∗𝑏=0.025164 (3.181)
𝜒𝐼𝐼𝐼=4𝑅2
3𝜋=0.01273 (3.182)
𝑉𝐼𝑉= 𝜋∗𝑑𝑚𝑖2
4∗𝑏=0.01888 (3.183)
𝜒𝐼𝑉=𝑅+𝑙=0.014735 (3.184)
5.1.2. Forța de inerție necesară unei contragreutăți în cazul echilibrării complete
Fc=Fr/2=2955 [kN]
𝐹𝑐=𝜌∗𝑉𝑐∗𝜒𝑐∗𝜔2=2955 [kN] (3.185)
𝑉𝑐=𝜑(𝑅32−𝑅22)𝑏=217.172 (3.186)
𝜒𝑐=2
3𝑠𝑖𝑛𝜑
𝜑𝑅33−𝑅23
𝑅32−𝑅22=5.89 (3.187)
𝑅3𝑚𝑎𝑥 =47.45 (mm)
𝑠𝑖𝑛𝜑=0.345
𝑅3=36.1647 <𝑅3𝑚𝑎𝑥
6.1.3 Proiectarea contragreutății în formă de segment de cerc
𝐹𝑐=𝜌𝑐∗𝑆𝑐∗𝜔2∗𝑏=2955 [kN] (3.188)
𝑆𝑐=2
3𝑅23𝑡𝑔𝜑3=113.077[Nm] (3.189)
𝜑=10.45
𝑅3=30.50<𝑅3𝑚𝑎𝑥

5.2 Calculul de verificare a arborelui cotit
5.2.1 Momentele de r ăsucire care solicită fusurile :
-palier
𝑀𝑝𝑗=∑ 𝑀𝑧𝑗
𝑧=1 (3.190)
𝑀𝑝𝑗=2130.195 [Nm]
-maneton

63
𝑀𝑛𝑗=3200 .07 [𝑁𝑚]
5.2.2 Reactiunile de pe fusurile paliere
-pentru paliere extreme
𝑍𝑝0=1481 .5
𝑇𝑝0=1550.35
𝐹𝑟=𝐹𝐴+𝐹𝑚+2(𝐹𝑏−𝐹𝑐)=1009 .3 (3.191)
-pentru palierele intermediare
𝑍𝑝1=2853 .35
𝑇𝑝1=3768 .995

5.3 Verificarea sumar ă la încălzire și presiune maximă a fusurilor arborelui cotit
-presiunea maximă 𝑃𝑓𝑚𝑎𝑥 =𝑅𝑓𝑚𝑎𝑥
𝑙𝑓′𝑑𝑓=8.83 (3.192)
-presiunea medie 𝑃𝑓𝑚𝑒𝑑 =𝑅𝑓𝑚𝑒𝑑
𝑙𝑓′𝑑𝑓=5.85 (3.193)

Din a naliza diagramei polare reiese Rfmax si Rfmed.
𝑅𝑓𝑚𝑎𝑥 =21482 .58 -16000
-15000
-14000
-13000
-12000
-11000
-10000
-9000
-8000
-7000
-6000
-5000
-4000
-3000
-2000
-1000
0
1000
2000
3000
4000
5000
6000
7000-10000.00 0.00 10000.00

64
𝑅𝑓𝑚𝑒𝑑 =13005 .92
5.4 Verificarea de rezistență a arborelui cotit
5.4.1 Palier
𝜎𝑚𝑎𝑥 =𝑀𝑝𝑚𝑎𝑥
𝑊𝑝=0.739 (3.19 2)
𝜎𝑚𝑖𝑛 =𝑀𝑝𝑚𝑖𝑛
𝑊𝑝=0.239 (3.19 3)
𝑊𝑝 =𝜋𝑑𝑝3
16[1−(𝑑𝑝𝑖
𝑑𝑝)4
]=1259.49 (3.19 4)
𝜎𝑣=𝜎𝑚𝑎𝑥 −𝜎𝑚𝑖𝑛
2=0.25 (3.19 5)
𝜎𝑛=𝜎𝑚𝑎𝑥 +𝜎𝑚𝑖𝑛
2=0.489 (3.19 6)
𝑐𝜎=240.94
5.4.2 Maneton
𝑊𝑚 =𝜒𝑚𝜋𝑑𝑚3
16[1−(𝑑𝑚𝑖
𝑑𝑚)4
]=2160.57 (3.19 5)
𝜎𝑣=𝜎𝑚𝑎𝑥 −𝜎𝑚𝑖𝑛
2=0.145 (3.19 6)
𝜎𝑛=𝜎𝑚𝑎𝑥 +𝜎𝑚𝑖𝑛
2=0.285 (3.19 7)
𝜎𝑚𝑎𝑥 =𝑀𝑝𝑚𝑎𝑥
𝑊𝑚=0.43 (3.19 8)
𝜎𝑚𝑖𝑛 =𝑀𝑝𝑚𝑖𝑛
𝑊𝑚=0.14 (3.19 9)
𝑐𝜎=405.099

65

Capitolul 4. Mentenanta arborelui cotit
4.1 Generalitati
Procesul de mentenanta reprezinta totalitatea actiunilor tehnice -organizatorii realizate pentru
a pastra o buna functionare a sistemelor sau pentru a restabili functionarea unui sistem. In
functie de tipul actiunii, procesul de mentenanta poate fi clasificat astfel:
• Mentenanta preventiva (PREMENT)
• Mentenanta cor ectiva (CORMENT)

Mentenanta preventiva: reprezinta totalitatea operatiunilor effectuate pentru a mentine o
buna functionare a unui agregat realizate inaintea defectarii agregatului.
Mentenanta corectiva: acest tip de mentenanta are rolul de a repune in fu nctiune un sistem
in momentul in care acesta se defecteaza.

De asemenea, in functie de organizarea mentenatei, aceasta se poate clasifica in doua
categorii: mentenanta cu actiuni planificate (revizii, inspectii tehnice periodice) respectiv
mentenanta cu actiuni neplanificate.

4.2 Modificarea starii tehnice

Avand in vedere ca prin tema impusa in proiect avem arborele cotit, voi prezenta in
continuare o serie de verificari effectuate la nivelul acestuia: se poate verifica vizual starea
suprafetelor fus urilor, filetelor, se poate verifica visual daca arborele are deformari sau
zgarieturi. Verificarea jocului axial al arborelui cotit se poate face cu ceasul comparator. In
timpul functionarii, arborele cotit este solicitat la torsiune, incovoiere si obos eala. Datorita
faptului ca arborele cotit este realizat din materiale mult mai dure decat piesele cu care intra
in contact, acesta nu sufera deformari permanente in timpul functionarii.

66

Rupere arbore cotit

Ruperea arborelui cotit este cauzata de suprasarcini (din cauza arderii anormale, defectiuni
ale schimbatorului de viteze), vibratii, supraincalzire datorata de ungerea inrautatita ,
montarea necorespunzatoare, deteriorari mecanice inainte de montare, slabirea asamblarii
contragreutatilor.

67
Uzarea fusurilor datorita ungerii deficitare si a cuzinetilor necorespunzatori
Incovoierea arborelui cotit are ca efect ingreunar ea ungerii, modificarea pozitiei bielelor,
modificarea coaxialitatii lagarelor palier. La nivelul lagarelor arborelui cotit pot aparea
fenomene de blocare si gripare cee ace duc la inlocuirea arborelui deoarece reparatia acestuia
este imposibila. Blocarea si griparea lagarelor arborelui cotit pot fi datorate de: strangerea
incorecta a asamblarilor demontabile, lipsa ungerii, alegerea gresita a jocului, deformari ale
arborelui cotit.
La nivelul arborelui cotit exista un circuit continuu de ungere. Acest flux continuu se
realizeaza prin gaurirea fiecarui fus palier si maneton in mijlocul acestora, perpendicular pe
axa, iar aceste canale comunica cu canalul principal de ungere al arborelui. In cazul in care
aceste canale se infunda, ungerea este afect ata si se poate ajunge la fenomenul de gripare a
cuzinetului pe fus.

Cuzineti topiti datorita fenomenului de blocare

Procesul de uzare la arborelui cotit se manifesta in special la nivelul fusurilor man eton si
palier ale acestuia. Tipurile de uzura ce pot aparea sunt: adeziva, coroziva, abraziva, de
impact. Ungerea arborelui cotit este de tip hidrodinamic. Datorita fortelor mari de presiune
applicate la nivelul lagarelor arborelui cotit se poate produce uzura cuzinetilor. Acest
fenomen duce la inrautatirea ungerii, scaderea presiunii uleiului si la cresterea regimului
termic.

68
In urmatorea imagine, voi arata prezenta uzurii la nivelul cuzinetilor.

Cuzineti uzati
Dupa cum se poate observa in imaginea precedenta, uzura cuzinetilor nu este uniforma,
poate fi prezenta in partile laterale sau pe toata suprafata acestora, dar indifferent de
intensitatea uzur ii, efectele sunt resimtite prin aparitia vibratiilor si zgomotelor anormale in
functionare.
Pentru a prelungi durata de functionare a arborelui cotit se recomanda utilizarea unui ulei
prescris in documentatia tehnica a autovehiculului, schimbarea la ti mp a acestuia si a filtrului,
evitarea functionarii motorului la turatii ridicate, evitarea demararilor bruste, utilizarea
autovehiculului pe cat posibil atunci cand motorul se apropie de temperature optima de
functionare.

Capitolul 5 Fabricarea arborelu i cotit

Condi ții tehnice.

Pentru execuția arborilor cotiți, datorită importanței lor în ansamblul mecanismului motor se va
impune acestora un grad ridicat de precizie atât dimensională de formă cât și de poziție reciprocă
pentru părțile sale componente, a rugozității, în final re alizându -se un produs perfect echilibrat.
Principalele condiții ce se referă la forma fusurilor și locașurile lagărelor se vor preciza în tabelele ce
urmează:
5.1. Abeterile permise față de geometria normală
Oragnul Abatere
geometrică Notații conform
figurii alăurate Relații de calcul Unitate de
măsură

69

Fus Ondulațiiile
suprafeței de
lucru a Diagrama 1 h (µm)
Conicitatea b ( D 1-D2)max=0.2 L Conicitatea (µm)
D1 , D 2 , L (mm)
Ovalitatea c ( D-d)max= 0.1 D Ovalitatea (µm)
D, d (mm)
Concavitatea și
convexitatea d
e
(D1-D2)max=0.2 L Concavitate și
convexitate ( µm)

D1 , D 2 , L (mm)
Bătaia frontală
pentru suprafața
axială f bf = 0.6 D bf (mm)
D (mm)
Deformarea
arborelui cotit
sprijinit liber g fmez= 0.4 D fmez (µm)

D (mm)

Locaș Poziția capacelor
de lagăre h qmez= 0.012 (mm)
Conicitatea i ( D 2-D1)max=0.2 L Conicitate (µm)
D1 , D 2 , L (mm)
Ovalitatea j ( D-d)max= 0.1 D Ovalitate (µm)
D,d (mm)
Coaxialitatea a
două locașuri
vecine k Kmax= 0.1 L Kmax (µm)
L (mm)

70

Figura 1. Abateri față de geometria nominală

5.2. Condiții tehnice pentru executarea arborelului cotit

71

Toleranțe la lungimea fusurilor Se vor admite între limitele 0.15 … 0.35 mm
pentru paliere și manetoane iar 0.05 … 0.15 mm
pentru fusul palier de ghidare
Toleranțe privind poziția spațială Se referă la concentricitatea fusurilor și
rectilinitatea axei arborelui cotit care trebuie să
fie în limitele 0.025 … 0.0035 mm precum și la
neparalelismul axelor fusurilor paliere și
manetoane care se admite să fie 0.015 … 0.025
mm / 100 mm în planul acestor axe și 0.030 …
0.050 mm / 100 mm în planul perpendicular pe
acesta
Toleranțe și lungimea fusurilor Se admit îm limitele 0.15 … 0.35 mm pentru
paliere și manetoane și 0.5 … 0.35 mm pentru
fusul pa lier de ghidare
Calitatea și duritatea suprafețelor Calitatea suprafețelor fusurilor paliere și
manetoane este estimată prin rugozitatea
acestora la R a=0.1 … 0.2 µm.
Pentru a se asigura rezistența la uzură, duritatea
fusurilor trebuie să fie de 52 … 6 5 HRC;
adâncimea stratului călit 2.5 … 4.5 mm
Condiții de echilibrare Pentru a se evita apariția unor dezechilibre
perturbatoare se va aplica echilibrarea dinamică
a arborelui cotit, care constă în a se corecta masa
acestuia astfel încât axa principală de inerție să
coincidă cu axa de rotație. Practic se va fixa
valoarea minimă pe care nu trebuie să o
depășească forța cetrifugală creată de
dezechilibrare. Se va limita această la 5% din
masa arborelui cotit. În cazurile uzuale
echilibrarea dina mică se execută în limitele de
1.0 … 4.0 N*mm pentru fiecare capăt.

72

Figura 2. Desen de exectuție arbore cotit

73
5.3. Materiale folosite la construcția arborilor cotiți

Oțel Dintre calitățile de oțel cel mai mult se folosesc
oțelurile de îmbunătățire cu și fără elemente de
aliere.
Oțeluri carbon de calitate din categoriile OLC
45X, OLC 60X.
Oțeluri aliate de tipul Cr -Ni, Cr -Ni-Mo, sau Cr –
Mo.
Exemple: OLC 45, motor D -110, 33 MoC11
Fontă Dintre calitațile de fontă cele mai bune rezultate
s-au obținut cu fontă modificată cu grafit
nodular cu o rezistență la rupere de 650 … 750
N/mm2 și duritatea de 212 … 270 HB.
De asemenea se folosesc fonte speciale aliate cu
Cr, Ni, Mo, Cu.
Arborii cotiți turnați în comparație cu cei forjaț i
prezintă anumite particularități: semifabricatul
este mai precis ceea ce determină micșorarea
volumului de prelucrări mecanice cu 25…30%,
reducerea consumului de metal și reducerea
duratei de fabricație ei fiind mai puțin sensibili
la concetrarea tensi unilor, au o rezistență la
oboseală ridicată, au însă o rezistență la
încovoiere mai mică decât arborii forjați din oțel
din care cauză se execută cu dimensiuni mărite;
incluziunile de grafit conferă înalte calități de
amortizare a oscilațiilor de torsiune .

Pentru materialul ce se va folosi la realizarea arborelui cotit se vor impune următoarele cerințe:
rezistență mare la oboseală, posibilitatea obținerii unei durități ridicate a suprafeței fusurilor, o bună
prelucrabilitate, ușurința obținerii semifabri catului.
De preferat pentru satisfacerea acestor cerințe mai sus enumerate, arborele se va realiza din oțel sau
fontă având caracteristici prezentate in tabelul de mai sus.

5.4. Semifabricatele.
Specific arborilor cotiți utilizați la autovehicule cât și t ractoare, pentru execuția acestora,
semifabricatele de preferat se vor obține prin forjare în matrițe închise cât și prin procedeul turnării.
Prin forjarea arborilor cotiți se va obține fibrajul corespunzător care va asigura rezistența la oboseală
precum și o mai mare productivitate. Semifabircatul va fi forjat succesiv în matrițe închise trecând
prin mai multe încălziri. După matrițare semifabricatul va fi trecut la tratament termic de normalizare,
redresare iar în final la sablare.
Pentru cazul pr oducției de serie, procesul de elaborare a semifabricatului se poate automatiza pe linii
de forjare în matrițe, tratare termică respectiv control.

74

Figura 3. Automatizarea forjării arborilor cotiți
Turnarea arborilor cotiți se va face în forme uscate sau în coju de bachelită ce permit turnare de mare
precizie la grad înalt de mecanizare. Pentru evitarea diferitelor defecte de turnare, arborii cotiți de
dimensiuni mai mici se vor turna în poziție verticală.
Semifabricatele arborilor cotiți se vor supune con trolului privind precizia dimensională atât de formă
cât și poziție, defectele interne și defectele de suprafață. Controlul defectelor interioare se va face prin
metode nedistructive (ultrasunete sau defectoscopie nedistructivă). Controlul defectelor la su prafață se
va face vizual iar depistarea fisurilor se va face prin feroflux sau folosind lichide flourescente.

5.5. Tratamente termice.

Tratamentul termic aplicat va fi în funcție de materialul folosit și este supus în două etape.
În prima etapă pentru semifabricatele din oțel se va aplica un tratament termic de normalizare
(încălzire între 840 … 860 ̊C, răcire la aer), în vederea execuției operațiunilor de prelucrare utilizând
așchierea.
În cazul semifabricatelor din fontă se va aplica un tratament de fertilizare (încălzirea la 930 ̊C,
menținere 5 ore, răcire în cuptor cu o viteză de 2 0̊ / h până la 600 ̊C apoi răcire la aer).
În etapa a doua ce va avea loc înaintea operațiilor de fisiare cu scopul durificării suprafețelor fusurilor
see va aplica căl irea prin curenți de inducție, iar pentru cazuri speciale cementare sau niturare.

75
5.6. Tehnologia de prelucrare mecanică.

5.6.1 Aspecte particulare și etapele principale ale procesului tehnologic.

Rolul de foarte mare importanță funcțională îm ansamblul motor precum și forma complexă impune o
tehnologie deosebit de dificilă și pretențioasă. Va fi necesar să se realizeze o precizie înaltă pentru
poziția spațială a manetoanelor respctiv a alor suprafețe. Se va cere o precizie dimensională respectiv
de cali tate a suprafețelor de lucru. Rigiditatea relativ mică va determina așezarea arborelui pe mai
multe reazeme, iar antrenerea se va face ori central ori bilatereal. Pe lângă aceasta arborii cotiți vor
trebui bine echilibrați.
La prelucrearea mecanică a arbor elui cotit se vor executa următoarele grupe de operațiuni:
– alegerea respectiv prelucrarea bazelor de așezare;
– prelucrarea în scopul semifinisării fusurilor paliere respectiv manetoane;
– oprații de găurire;
– tratamente de durificare;
– operații de finisare a f usurilor;
– echilibrare;
– operații de control.
Organizarea fluxurilor tehnologice depind în principal de mărimea seriei de fabricație. Pentru
producția de serie mare și de masă se va trece la automatizarea întregului proces de fabricație.
Alegerea și prelucrarea bazelor de așezare.
Principalele baze de așezare vor fi găurile de centrare. Pentru a putea fi prelucrate se vor utiliza
mașini bilaterale de frezat -ceruit având așezarea fusurilor extreme cu ajutorul prismelor. Rigiditatea
necesară pe timpul p relucrării se va asigura prin alegerea unei baze suplimentare prezența fusului
palier din mijloc ( sau fusurile paliere de la mijloc în cazul arborilor mai lungi). Pentru acest caz fusul
se va strunji respectiv rectifica.

Figura 4. Alegerea și prelucrar ea bazelor de așezare

76
Prelucrarea de semifinisare a fusurilor paliere respectiv manetoane.
Operațiile de prelucrare mecanică ce pregătesc suprafețele înainte de fisinarea lor se pot efectua prin
strunjire sau frezare.
Strunjirea arborilor cotiți este un p rocedeu cu o foarte mare aplicabilitate. Se vor utiliza strunguri
semiautomate ce permit prelucrarea simultană a suprafețelor de formă cilindrică și a celor frontale ale
fusurilor.
Prelucrearea fusurilor paliere respectiv a celor de capăt pentru producția de serie se vor executa pe
strunguri semiautomate, arborele va fi sprijinit între vârfuri și urmând a fi antrenat cu ajutorul unui
dispozitiv central care va servi în același timp ca un reazem suplimentar palierului din mijloc.

Figura 5. Prelucrearea s imultană a palierelor arborelui cotit prin utilizarea antrenării centrale

Prelucrarea suprafețelor exterioare și frontale ale fusurilor manetoane se vor executa în funcție de
utilajul prezent cât și de tipul arborelui astfel că: prelucrarea manetoanelor p erechi va fi pe același ax
de rotație; prelucrarea simultană a tuturor manetoanelor.
În primul caz, conform schemei de mai jos axul de rotație al manetoanelor va coincide cu axul de
rotație pentru arborele principal al mașinii -unelte. De fiecare dată se vo r prelucra câte două
manetoane, arborele cotit va fi așezat pe câte două fusuri paliere.

77

Figura 6. Schemă de fixare a arborelui cotit pentru prelucrarea manetoanelor perechi
În al doilea caz prelucrearea se va executa pe strunguri cu o destinație special ă. Schema unui
asemenea strung se poate obeserva în figura de mai jos Arborele cotit va fi așezat între vârfuri și se va
sprijini cu fusul palier central printr -o linetă. Strungul este prevăzut cu un număr de cărucioare
portcuțit egal cu numărul de manetoa ne. Fiecare cărucior are două cuțite, unul folosit la strunjirea
suprafețelor frontale iar celălalt pentru strunjirea suprafețelor cilindrice fusului maneton. Cărucioarele
portcuțit urmăresc mișcarea fusurilor manetoane asemenea unor biele ele fiind comand ate de arbori
etalon, șabloane sau came ce au mișcarea sincronizată cu arborele de prelucrat. Procedeul va asigura o
mare productivitate și precizia necesară.

78

Figura 7. Schema de lucru pentru strunjirea simultană a tuturor fusurilor manetoane
O metodă m odernă folosită la prelucrarea arborilor cotiți specială pentru arborii de dimensiuni mari
este frezarea. Prin frezare se poate obține: ridicarea productivității pe seama prelucrării cu viteze mari
de tăiere ( 90 … 150 m/min); o mare precizie datorată m icșorării forțelor de așchiere și micșorarea
corespunzătoare a deformațiilor; o mare durabilitate a sculelor și o mai bună utilizare a mașinilor
unelte.
Frezarea se poate face cu freze cu dantură exterioare sau freze cu dantură interioară .
Rezultate mai b une au fost obținute în cazul al doilea deoarece arcul de contact al dintelui frezei cu
fusul ce urmează a fi prelucrat se va mări în funcție de raportul D a/Dw care ajunge mai mare de 3 față
de 0.3 cât este în primul caz. Prin urmare funcționarea mașinii e ste mai lină, se va asigura
durabilitatea sculei, mărirea preciziei de prelucrare astfel se va permite stabilirea unor adaosuri mai
mici pentru prelucrarea finală (rectificare).

79

Figura 8. Elemente comprative la frezarea arborilor cotiți.
În figura (418 jos) sunt prezentate schemele principale de prelucrare ale arborelui cotit prin frezare cu
freze cu dantură exterioară cât și interioară.
Prelucrarea are loc pentru o rotație a arborelui cotit în jurul axei fusurilor paliere. Se poate executa
separat prelu crarea fusurilor paliere și manetoane sau se pot prelucra ambele fusuri dintr -o singură
așezare.
Pentru cazul prelucrării ambelor fusuri dintr -o singură așezare, mașina este prevăzută cu două sănii.
Cea din partea stângă va servi pentru prelucrarea fusuril or paliere, iar cea din dreapta pentru fusurile
manetoane. Diferitele stadii ale ciclului de lucru sunt prezentate mai jos. De exemplu, într -un stadiu
intermediar (b) are loc frezarea fusului palier E și frezarea fusului maneton 3, cu lineta de sprijin pe
fusul D.

80

Figura 9. Frezarea simultană a fusurilor paliere și manetoane
Operațiile de găurire.
Pentru prelucrarea găurilor de la capetele arborelui cotit (găurile din flanșă, locașul pentru rulmentul
de presiune și gaura filetată de la capătul opus pentru clichet) se vor folosi mașini semiautomate
bilaterale cu mai multe poziții de lucru ce sunt executate simultan. . Arborele se va așeza pe două
fusuri paliere situate la extremitățile unor prisme sau pe un dispozitiv cu prisme.

81

Figura 10. Executare a găurilor de la capetele arborelui cotit
Găurirea canalelor de ungere prezintă anumite particularități determinate de faptul ca ele aparțin
categoriei găurilor adânci care ridică probleme în legătura cu ghidarea sculei, răcirea ei precum și
elininarea șpa nului. Prelucrarea canalelor se execută pe mașini agregat multiaxe în două etape:
a) adâncirea și teșirea începutului găurii la un diametru mai mare pentru a înlesni centrarea și ghidarea
burghiului în poziție înclinată față de suprafața fusului;
b) găurir ea canalului de ungere.

Operații de finisare
După tratamentul termic de durificare se trece la finisarea acestor suprafețe prin rectificare.
Rectificarea fusurilor paliere se poate face individual, pe perechi sau simultan la toate fusurile a) cu
așezarea arborelui cotit între vârfuri, discul sau discurile de rectificat fiind antrenate independent de
către motoare special destinate pentru acest scop.
Fusurile manetoane se rectifică individual sau pe perechi, cu fixarea arborelui între vârfuri pe un
dispozi tiv care permite aducerea axelor manetoanelor pe linia axei mașinii de rectificat (b). Pentru
asigurarea rigiditații pe timpul prelucrării este necesar sprijinirea arborelui pe o linetă sau mai multe
în funcție de dimensiunile acestuia. Mașinile de rectif icat sunt mașini speciale, cu avans radial și
longitudinal, cu sistem de control activ care asigură schimbarea automată a avansului și oprirea la
cotă.
Rectificarea se face în două operații : degroșare și finisare.

82

Figura 11. Rectificarea fusurilor : a) paliere; b) manetoane cu sprijin în limite reglabile
După rectificare, pentru a se asigura suprafeței fusurilor o calitate deosebită netedă (ca oglinda), se
trece la superfinisarea sau lustruirea acestora.
Superfinisarea se execută cu un anumit număr de ba rete abrazive, fixate într -un suport special numit
cap de superfinisat, pe mașini speciale semiautomate. Se prelucrează simultan toate fusurile paliere și
manetoane, mișcarea fiind comandată de un arbore cotit etalon sincronizat cu mișcarea arborelui cotit
ce este prelucrat.

83
Lustruirea se execută cu benzi abrazive de pânză sau hârtie la toate fusurile paliere și manetoane.

La unii arbori cotiți pentru ridicarea rezisnteței la oboseală se aplică la racordări metode de netezire și
durificare prin rulare resp ectiv vibroapăsare.

Figura 12.Echilibrarea arborilor cotiți.

Operațiile de echilibrare dinamică se introduc în procesul tehnologic pentru corijarea masei arborelui
cotit astfel încât centrul de masă să coincidă cu axa de rotație.
Echilibrarea se face p e mașini speciale în cadrul cărora efectul unui dezechilibru se manifestă printr -o
rezonanță localizată. Se realizează echilibrajul dinamic acționând în consecință asupra masei,
reparației și poziției unghiulare a surplusului de material. Mașinile moderne de echilibrat indică precis

84
locurile unde trebuie să se elimine material. Se admite o anumită dezechilibrare măsurată la capetele
arborelui cotit.

Controlul arborelui cotit.
La prelucrarea arborilor cotiți se prevede un control complex dimensional de form ă și poziție,
controlul calitații și durității suprafețelor, conform condițiilor tehnice. Pentru reducerea timpului de
control se utilizează dispozitive special mecanice, pneumatice, electrice sau combinate care permit la
o așezare a arborelui și efectuare a unui anumit număr de măsurători.
5.7. Principalele operații ale procesului tehnologic de prelucrare mecanică a arborelui cotit forjat.
Numărul
operației Denumirea operației Mașina unealtă
1 Frezarea suprafețelor frontale și executarea găurilor de
centrare Mașină specială de frezat și
ceruit
2 Strunjirea fusului palier din mijloc în vederea utilizării
ca bază de așezare Strung adoptat opreației
3 Strunjirea simultană a fusurilor paliere (degroșare,
finisare) Strung semiautomat
multicuțite
4 Recti ficarea de degroșare a fusurilor paliere Mașină specială de rectificat
arobri cotiți
5 Calibrarea găurilor de centrare Strung
6 Filetare în vederea realizării labirintului de etanșare Strung
7 Strunjirea simultană de degroșare a doua fusuri
manetoane Strung special
8 Strunjirea simultană de degroșare a doua fusuri
centrale Strung special
9 Rectificarea de degroșare succesivă a fusurilor
manetoane Mașină specială de rectificat
arbori cotiți
10 Găurirea simultană a canalelor de ungere Agrega t special de găurire
11 Găuri pentru canalele de ungere Mașină de găurit
12 Executarea găurilor în flanșa arborelui cotit Mașină de găurit
13 Frezarea canalelor de pană Mașină de frezat
14 Tratament termic. Se execută călirea simultană a
fusurilor paliere și manetoane la duritatea de 52 -65
HRC Agregat de călire prin inducție
15 Control duritate Mașină specială de control
16 Rolurire Mașină roluit
17 Redresare Presă
18 Rectificarea semifinisare a fusurilor paliere Mașină specială de rectificat
arbori cotiți
19 Rectificarea semifinisare a fusurilor manetoane Mașină specială de rectificat
arbori cotiți
20 Echilibrare dinamică Mașină de echilibrat dinamic
21 Rectificarea de finisare a fusurilor paliere și a
fusurilor manet oane Mașină specială de rectificat
arbori
22 Superfinisarea fusurilor paliere și manetoane Mașină de superfinisat
23 Control final Aparatură adecvată

85
Bibliografie

[1] Abăitancei, D., Bobescu, Gh., ,,Motoare pentru automobile’’, Editura Didactică și
Pedagogică, București, 1975

[2] Andreescu, C., Curs Diagnosticarea autovehiculelor”, Facultatea de Transporturi,
UPB 2018

[3] Andreescu, C., ,,Platformă de laborator Dinamica autovehiculelor”, Facultatea de
Transporturi UPB 2018

[4] Andreescu, C., ,,Curs Dinamica autovehiculelor”, Facultatea de Transporturi, UPB
2018

[5] Andreescu, C., ,,Dinamica autovehiculelor pe roți’’, Editura Politeh nica Press,
București, 2010

[6] Anghelache, G., ,,Mentenanța autovehiculelor” – curs universitar Facultatea de
Transporturi’’, Universitatea Politehnica București , 2019

[7] Grunwald, B. ,,Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule r utiere”,
Editura didactică și pedagogică București , 1980

[8] Marincaș D., Abăitancei, D . ,,Fabricarea și repararea autovehiculelor” Editura
didactică și pedagogică, București, 1982

[9] Mateescu, V., ,,Compunerea, organizarea și propulsia automobilelor’ ’, Litografia
U.P.B., București, 1997

[10] N. Bejan , ,,Platformă de laborator Fabricarea și repararea autovehiculelor” Facultatea
de Transporturi UPB 2018

[11] Negurescu, N. , ,,Curs Procesele și caracteristicile motoarelor cu ardere internă”,
Facultatea de Transporturi, UPB 2018

[12] Negurescu, N., ,,Platforme îndrumar proiect an CCMAI” Facultatea de Transporturi,
UPB 2017

[13] Negurescu, N., Pană, C,. Popa G., “Motoare cu ardere internă Volumul III”, IPB,
1998

[14] Pană, C., Negurescu, N., ș.a., ,,Motoare cu ardere internă Grupul Piston’’, Editura
Matrix Rom, București, 2016

[15] Stoicescu, P., A., ,,Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale
automobilelor’’, Editura Tehnică, București, 2007

[16] Tabacu, I. ș.a., ‚,Dinamica autovehiculelor: îndrumar de proiectare’’, Editura
Universității din Pitești, 2004

86

[17] Zătreanu, Gh., Gaiginschi, R., ,, Motoare cu ardere internă, construcție și calcul’’,
Ed. Gh. Asachi, Iași, 1995

[18] *** https://jurnalauto.wordpress.com/2013/04/29/clasificarea -automobilelor/

[19] *** https://www.cars -data.com/search_r esults.html?q=2018%20cards

[20] *** https://www.euroncap.com/en

[21] *** https://www.auto -data.net/ro/

[22] *** https://www.carfolio.com/ș

[23] *** http://www.automarket.ro/ (

[24] *** https://www.auto -bild.ro/

[25] *** https://www.autoblog.com

[26] *** www.utimatespcs.com