Prof. Dr. Ing. Niculae NEGURESCU Absolvent: Ștefan Marinescu BUCUREȘTI 2020 Cap.1 Alegerea modelelor similare Pentru a alege modele similare, am luat… [309502]

UNIVERSITATEA POLITEHNICA din BUCUREȘTI

Facultatea de Transporturi

Departamentul Autovehicule Rutiere

PROIECT DE DIPLOMĂ

Coordonator științific:

Prof. Dr. Ing. Niculae NEGURESCU

Absolvent: [anonimizat]

2020

Cap.1 Alegerea modelelor similare

Pentru a [anonimizat] 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 , [anonimizat]:

„[anonimizat], proiectat pentru performante dinamice si maniabilitate ridicate”.

Modele similare:

Tabel 1

1.1 Analiza parametrilor dimensionali

Am ales pe baza histogramei valoarea ampatamentului de 2650 [mm].

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.

[anonimizat], pentru lungimea totala a autovehicului 4300 [mm].

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

Înălțimea totală=1450 [mm]

Ecartament față=1548 [mm]

Ecartament spate=1550[mm]

Consolă față=860[mm]

Consolă spate=800[mm]

1.2 Analiza parametrilor masici

Tabel 3. Parametrii masici ale modelelor similare

Masă proprie= 1200 [kg]

1.3 Analiza parametrilor energetici

Tabel 4. Parametrilor energetici ale modelelor similare

1.4 Performanțe dinamice și de consum de combustibil

Tabel 5. Performanțe dinamice și de consum de combustibil ale modelelor similare

Cap 2. [anonimizat] a [anonimizat].

Motoarele cu ardere interna se pot clasifica dupa mai multe criterii:

Procedeul de admisie al motorului:

Motor cu admisiune normală;

Motor supraalimentat (cu admisiune forțată);

Procesul de aprindere a combustibilului:

Motor cu aprindere prin scânteie ([anonimizat], [anonimizat] o scînteie electrică de înaltă tensiune);

Motor cu aprindere prin comprimare ([anonimizat], iar aprinderea este produsă datorită ăncălzirii combustibilului de către aerul care esye introdus și comprimat în prealabil în cilindrii);

Motor cu aprindere prin suprafață caldă;

[anonimizat].

Modul de realizare a ciclului sau numărul de rotații ale arborelui cotit în care se realizează un ciclu motor:

Motor în doi timpi sau cu ciclul într-o rotație ;

Motor în patru timpi sau cu ciclul țn două rotații.

Mecanismul motor este alcătuiut din două părți și anume:

[anonimizat], [anonimizat].

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 adiacent, 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 arborelui cotit

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 numărul 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 presiunii 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 coturi 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 rezultantei 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 18-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).

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 rezultantă.

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 și -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.

Tabel 6. Soluții pentru dimensionarea arborelui cotit.

Calitățile cerute arborelui cotot se asigură prin 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 este influențată de construcția carterului, care trebuie să fie suficient de rigid și a lagărelor.

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 încât suprafața portantă să fie cât mai mare. Diametrele fusurilor cu același rol sunt egale, dp la fusurile palier și dm 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. Fusurile maneton au aceeași lungime datorită identitșții bielelor prinse direc pe ele. La 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 arborelui, ceea ce e necesar datorită dilatării sale diferite de cea a carterului.

O construcție simplă se obține dacă fusurile arborelui cotit nu au canale axiale. Pentru a micșora masa arborelui și forțele de inerție, se recurge însă deseori la găurirea axială 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

Limita de oboseală în cazul fusurilor pline;

Limita de oboseală dacă fusurile au găuri cilindrice;

Limita de oboseală rezultată din mărirea lățimii brațului;

Limita de oboseala atunci când golurile sunt în formă de butoi;

Limita de oboseală atunci cand golurile sunt în formă de butoi și brațul este lat;

Limita de oboseală atunci cand golurile sunt în formă de butoi și brațul este oval.

Brațele arborelui.

La unele motoare lente, brațele arborelui au formă dreptunghiulară (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 (Figura 20-f). Arborii cotiși cu asemenea brașe se utilizează frecvent la 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 acest 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 ).

Figura 21. Influența racordării asupra lungimii portante a fusului

Raza de racordare ρ;

Rezistența la oboseală;

Racordare după un sfert de elipsă;

Racordare din două arce de cerc;

Racordare executată cu o degajare δb 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 contragreutăților 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 arborele 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 rotație 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/ Frosimea 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 fabricașie se scurtează, iar construcșia e mai robustă.

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 palier, prin canale precticate în carter, din magistrala acestuia, patrunzând prin orificii executate în fusurile palier, uleiul este transmis spre orificii din fusurile maneton. Este necesar să se dispună canale din brațe cât mai departe de zonele periculoase de la racordări.

Figura 23. Circulația uleiului prin arborele cotit, când fusurile sunt găurite axial.

Conducte presate sau încorporate la turnare în arbore

Obrturarea canalului longitudinal al fusului palier cu capace presate

Obrturarea canalului longitudinal al fusului palier cu capace presate

Capace înșurubate în ambele fusuri

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. Dimensionarea 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.

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 semifabricatul 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 și 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 ce micșorează uzura fusurilor.

Unii constructori realizează arbori cotiți turnați din fonte speciale slab aliate, a căror compoziție variază în domenii relativ largi.

Figura 25. Cotul unui arbore turnat.

Capitolul 3

Proiectarea generală a subansamblului arbore cotit, grup piston și bielă

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+f02∙V2+f04∙V4 [-] (3.1)

unde: f0 este coeficientul de rezistență la rulare la viteză mică, iar f01 și f02, 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 f0, f01 și f02

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

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=kA∙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 kA=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.

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 Cx

Pentru alegerea coeficientului forței aerodinamice pe direcție longitudinală se folosesc vederile laterale pentru modelele similare pentru care se cunosc valorile coeficienților Cx 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 Cx

Se alege valoarea pentru Cx=0,28, 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 de mai jos prezintă valorile constante ale randamentului în funcție de tipul transmisiei principale și de autovehicul.

Tabelul 3.4. Valori pentru randamentul transmisiei

În acesastă etapă alegem un randament pentru un autoturism cu motor amplasat transversal și cu transmisie principală cilindric fiind ηt=0,92.

3.1.5 Determinarea rezistenței la rulare și 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 următoare :

(3.3)

Unde: – f reprezintă coeficientul de rezistență la rulare a pneurilor

– Ga reprezintă greutatea automobilului

– αp reprezintă unghiul cu orizontala (αp=0o)

Se consideră greutatea automobilului ca fiind:

(3.4)

Unde: – masa proprie a autoturismului

– reprezintă masa șoferului și este egală cu 68 kg (Potrivit SR ISO 2416)

– reprezintă masa bagajului și este egală cu 7kg (Potrivit SR ISO 2416)

– g reprezintă accelerația gravitațională și este aproximativ egală cu 9,8 m/s2

Rezultă:

Puterea necesară învingerii rezistenței la rulare are expresia [4]:

[kW] (3.5)

Unde: – reprezintă rezistența la rulare exprimată în daN

– V reprezintă viteza autovehiculului exprimată în km/h

– reprezintă greutatea autovehiculului exprimată în daN

– f reprezintă coeficientul de rezistență la rulare al pneurilor

– αp reprezintă unghiul cu orizontala (αp=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]:

[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]:

[kW] (3.7)

Unde : V reprezintă viteza autovehiculului exprimată în km/h

Ra reprezintă rezistența aerului exprimată în daN

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:

(3.8)

Unde: Cx 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. (Vx=V)

Se determină coeficientul aerodinamic înlocuind în formula de mai sus valorile cunoscute:

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 cazul mersului în palier

În cazul în care automobilul se deplasează în palier (αp =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:

[kW] (3.10)

Unde: Rt reprezintă rezistența totală la înaintare și este exprimată în daN

V reprezintă viteza autovehiculului 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

Figura 3.4 Variația puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare în funcție de viteza autovehiculului

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 Vmax= 180 km/h, viteză care se obține la deplasarea autovehiculului în palier, în treapta de viteză corespunzătoare.

Pr = Prul + Pp+ Pa+ Pd [kW] [4]; (3.11)

Unde: Prul 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 () astfel rezistența la demarare și puterea necesară învingerii acesteia sunt nule, relația devenind:

[kW] (3.12)

Înlocuind în formulă se obține:

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.

] pentru (3.13)

pentru (3.14)

Unde: – α, β, γ, α’, β’, γ’, reprezintă coeficienții de formă adimensionali;

– reprezintă turația corespunzătoare puterii maxime exprimată în rot/min;

– n reprezintă turația motorului exprimată în rot/min;

– reprezintă raportul dintre [rot/min] (3.15)

Expresiile coeficienților de formă adimensionali:

(3.16) (3.19)

(3.17) (3.20)

(3.18) (3.21)

Unde : ca reprezintă coeficientul de adaptabilitate al motorului

ce reprezintă coeficientul de elasticitate al motorului

Acești coeficienți ai motorului au următoarele expresii de calcul:

(3.22) unde: Mmax reprezintă momentul maxim produs de motor

Mp reprezintă momentul corespunzător puterii maxime

(3.23) unde: nM reprezintă turația momentului maxim produsă de motor

np reprezintă turația puterii maxime produsă de motor

Tabelul 3.7 Valorile coeficienților ca și ce pentru modelele similare

Se realizează media coeficienților și se obține: ca=1,242 respectiv ce=0,513.

Înlocuind numeric în relațiile (3.16)…(3.21) se obține:

Centralizarea valorilor se face în tabelul de mai jos

Tabelul 3.8 Valoarea coeficienților de formă

Formula (3.13) se poate rescrie sub o formă mai simplă și anume[4]:

[kW] (3.24)

La viteza maximă de 180 km/h, motorul va avea turația nVmax, iar relația (3.24) devine :

[kW] (3.25)

unde: fp reprezintă o funcție ce definește caracteristica la sarcină totală raportată.

Mărimea reprezintă raportul dintre turația la viteza maximă și cea a puterii maxime. 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):

[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 =0,956

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

– putere maximă: = 85 kW

– momentul maxim: = 200 Nm

– turația de putere maximă: nP = 5250 rot/min

– turația de moment maxim: nM = 2750 rot/min

Se determină turația maximă și minimă, utilizând următoarele relații [4]:

-nmin ≈ 0,2 · nP, nmin = 0,2 · 5250 = 1050 rot/min; (3.28)

-nmax = np · 1,14 astfel nmax = 6000 rot/min.

Pentru modelarea curbei momentului motor se va utiliza următoarea relație de transformare[4]:

M=955,5·[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

Tabelul 3.9 Variația puterii și momentului motor în funcție de turație

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 ardere izocoră. Vom utiliza următoarele notații după cum urmează:

– raport de comprimare; (3.3)

– raport de creștere a presiunii în proceseul de aprindere izocoră. (3.31)

Calculul ciclului prin această metodă simplificată se va face tinând 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 deschide la PME, evacuarea libera fiind inlocuite de o racire izocora, b-b’;

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 se vor considera evolutii politropice ai caror exponenti adiabatici respective 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:

(3.32) în care avem:

– presiunea medie efectivă;

-număr de cilindri;

– cilindree unitară;

-turația motorului;

-numărul de timpi ai motorului,

Vom determina cilindreea unitara ținând cont de faptul că motorul este în 4 timpi:

(3.33)

Presiunea medie efectivă, conform notițelor de laborator primite pentru efectuarea proiectului de la Motoare I admite intervalul pentru această presiune ca fiind , valori caracteristice motoarelor cu aprindere prin scânteie. Astfel am ales ca valoare a presiunii medii efective valoarea de , valoare de referință în calculele ce urmează.
Deci înlocuind în realația (3.33), obținem că:

Din relatia: (3.34) și ținând cont că (3.35) și alegând valoarea de, valoare ce aparține intervalului specific motoarelor cu aprindere prin scânteie: agăsim că: (3.36). Cunoscând această relație se poate calcula alazajului cilindrului :

.

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:

Prin urmare, cursa pistonului S va fi egală cu: .

În continuare vom evalua rapiditatea motorului cu ajutorul relației: (3.36)
Deci valoare specifică pentru motoarele rapide.

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 Coeficientul de umplere și presiunea la sfârșitul admisiei
(, ).

Pentru desfășurarea acestui calcul am ales ipoteza prin care vom alege și .

(3.37)

Astfel că alegem presiunea la finele admisiei, presiunea gazelor la evacuare și gradul de încălzire al încărcăturii proasptete.
, valoare ce se încadrează în intervalul ,valori uzuale pentru motoarele cu aprindere prin scânteie.

Deci vom avea:
Înlocuind acești termeni în realția (3.37), în care , raport de compresie ales pe baza valorilor întâlnite la modelele similare și cunoscând ceilalți termeni obtinem:

.

Valoarea coeficientlui de umplere se găsește în intervalul destinat motoarelor cu aprindere prin scânteie.

3.3.1.2 Coeficientul de gaze de ardere reziduale , definit prin relația:

(3.38) unde avem:

– temperatura gazelor de evacuare.

Vom alege, conform indrumarului de laborator, din intervalul , valori consacrate pentru temperatura gazelor de evacuare, valoarea de .

3.3.1.3 Temperatura gazelor la sfârșitul admisiei

(3.39)

Valoarea ce va fi aproximată la .

3.3.2.1 Presiunea la sfârșitul procesului de comprimare

(3.4)

– coeficient adiabatic pe cursa de comprimare, ale cărui valori se încadrează în intervalul . În continuare am ales ca valoare de referință .

Înlocuind în relația (3.4) găsim că: .

3.3.2.2 Tempratura la sfârșitul comprimării.

(3.41)

Înlocuind cu valori relația vom obține că:

3.4 Calculul procesului de ardere.

3.4.1 Compoziția gazelor de ardere

cantitatea teoretica de aer: (3.42);

cantitatea reala de aer: . (3.43) pentru care – coeficient de exces de aer.

În relația (3.42), 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:

, . Înlocuind aceste valori în formula (3.42) vom obține că:

(3.44).

Înlocuind cu formula (3.44) în formula (3.43), și cunoscând valoarea coeficientului de exces de aer , valoare aleasă pe baza modelelor similare vom obține cantiatea reală de aer egală cu:

În continuare vom calcula cantitățile de gaze de ardere:

(3.45)

(3.46)

(3.47)

(3.48)

Cantitatea totală de gaze de ardere: (3.49);

(3.50)

Înlocuind în relația anterioară găsim că:

Participațiile molare (volumice) ale gazelor de ardere în amestec:

(3.51)

În continuare vom calcula participațiile molare pentru fiecare dintre gazele componente din gazele de evacuare:

(3.52)

Înlocuind cu fiecare participație molară în parte găsim că:

.

Coeficientul chimic (teoretic) de variație molară:

(3.53)

unde: ;

Deci vom avea că:

Înlocuind cu valoarea cu în relația (3.53) vom afla că:

Coeficientul total (real) de variatie molara: (3.54);

unde (3.55).

Deci coeficientul total (real) de variație molară:

.

3.4.2 Parametrii de la sfârșitul arderii

Energia internă molară la sfârșitul arderi se scrie sub forma: (3.56) unde avem:

– căldura diponibilă și se calculează conform relației [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 interpolări 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: .

(3.58)

Pentru gazele arse reziduale avem formula de calcul pentru valoarea energiei interne molare:

(3.59).

Analog folosind procedeul interpolării găsim valorile energiilor interne pentru gazele din componența gazelor de evacuare specifice motoarelor cu aprindere prin scânteie:

Însumând toți acești termeni găsim valorea energiei interne pentru gazele de evacuare prin înlocuirea în relația (3.59) :.

Cunoscând valoarea puterii calorifice a benzinei și anume , vom putea calcula valoarea căldurii disponibile conform relației :

Astfel că, în formula (3.56) cunoaștem țoti termenii și alegând 5, coeficientul de utilizare al căldurii rezultă că:

În continuare trebuie găsite două temperaturi , valori pentru care:

pentru care .

Din intervalul indicat vom alege si

Unde: (3.6);

In continuare vom calcula energia interna a gazelor arse reziduale pentru cele 2 temperaturi alese.

(3.61)

(3.62).

Înlocuind cu valorile pentru energiile interne ale gazelor de evacuare găsim că:

Deci se respectă condiția de mai sus pentru temperaturile si , și înlocuind cu valorile obținute

Deci (3.63) și înlocuind cu valorile obținute vom avea:

deci:

Rezulta că: (3.64) ale cărui valori uzuale trebuie să se încadreze în intervalul Înlocuind cu valorile obținute mai sus:

, valoare care respectă limitele impuse.

Deci .

3.4.3 Calculul procesului de destindere

În continuare vom alege valoarea exponentului politropic mediu pentru din intervalul , valori uzuale pentru motoarele cu aprindere prin scânteie, .

Presiunea la finele destinderii: (3.65)

Deci .
Această valoare a presiunii finale în urma procesului de destindere trebuie să se afle în intervalul: valori uzuale pentru motoarele cu aprindere prin scanteie, condiție de asemenea respectată.

Temperatura la finele procesului de destindere: (3.66).

Deci

Valoarea temepraturii finale trebuie sa se gaseasca in intervalul , condiție respectată.

3.4.5 Calculul presiunii medii efective

3.4.5.1 Presiunea medie indicată

(3.67) , unde:
(3.73)

Pentru motoarele cu apridere prin scanteie: ,

Deci prin înlocuire vom obține că:

În continuare vom alege coeficientul de plentitudine a diagramei si anume cuprins în intervalul .

Având cunoscut și acest termen ne putem întoarce în formula de calcul a presiunii indicate:

(3.68)

Deci presiunea medie indicată va fi egală cu 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:

(3.69)

unde: -randamentul mecanic.

Conform literaturii de specialitate .

Cunoscând toți termenii și inlocuind în formula de mai sus vom obtine că:

.

3.4.6 Calculul dimensiunilor fundamentale ale motorului.

Cilindreea totală: (3.7)

Cilindreea unitară: (3.71)

.

Diametrul cilindrului: (3.72)

Cursa pistonului: (3.73)

Acum vom recalcula valoarea coeficientului de formă a motorului:

Viteza medie a pistonului: (3.74)

valoare specifică motoarelor rapide.

3.4.7 Indicii tehnico-economici

3.4.7.1 Parametrii indicați.

– Randamentul indicat

În continuare vom considera

(3.75)

Consumul de combustibil: (3.76).

Deci conform relației de mai sus, consumul de combustibil va fi egal cu

.

Randamentul efectiv se va calcula conform relatiei: (3.77)

Deci vom avea: , valoare ce se încadrează în intervalul specificat în literatura de specialitate pentru acest tip de motor.

Consumul specific efectiv de combustibil (3.78)

Deci vom avea: valoare ce respectă limitele impuse prin valorile indicate de valorile oferite ca referință în proiectul de la Motoare I.

Consumul orar de combustibil: (3.79)

Având toate valorile cunoscute putem înlocui în formula și vom găsi că:

.

Puterea litrică se va calcula conform relației:

(3.8)

.

Puterea specifică: (3.81)

Puterea pe cilindru: (3.82)

.

3.5 Bilanțul energetic al motorului (necesar pentru arderea a 1 kg de combustibil)

(3.83)

Relația anterioară scrisă sub forma precentuală este:

(3.84)

(3.85) – căldura disponibilă (procentual )

Cunoscând toți termenii din relația (3.85) și prin explicitarea acestei relții aflăm că: si

(3.86)

Deci

(3.87)

-caldura pierdută prin sistemul de răcire;

(3.88)

Relatii empirice: (3.89)

-căldura pierdută prin gazele de evacuare

(3.9) unde

parametrii calculați și definiți la capitolul anterior:

(3.91)

(3.92)

(3.93)

si sunt entalpiile molare ale aerului la temperaturile si

Din realația de definire pentru și înlocuind cu valorile cunoscute obținem că:

.

Pentru a se calcula entalpiile molare ale gazelor arse reziduale la temperatura de va fi necesară realizarea unei interpolari în intervalul (900 … 1000) K.

Pentru aceasta se va utiliza formula de mai jos:

. (3.94)

Înlocuind în formula de mai sus vom obține valorile entalpiilor molare pentru fiecare dintre gazele de evacuare rezultate în urma procesului de ardere:

(3.95)

Pentru determinarea lui se va considera că și se va obține că: (3.96)

Diferența ( se va calcula folosind relația de mai jos:

(3.)

Astfel vom găsi că:

Ținând cont de faptul că și putem astfel determina valoarea termenului

Din calculele obținute pentru energiile interne ale gazelor de evacuare.

unde: – pentru motoarele cu aprindere prin scânteie.

(3.98)

-caldura pierdută prin ardere incompletă.

(3.99)

(3.100)

Termenul destinat procentului înglobării pierderilor ce nu au fost asimilate de ceilalți termeni va fi determinat prin calcularea diferenței dintre randamentul mediu indicat și cel efectiv și va fi de forma:

(3.101)

Astfel procentului de căldură ce va fi evacuată prin sistemul de răcire se va scrie sub forma: (3.102)

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.

3.6.2 Calculul dimensiunilor principale ale mecanismului

Pentru mecanismele cu brațe lungi (3.103) se ajunge la o reducere a valorii maxime a forței normale , 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 . În calculul ce urmează a fii efectuat vom considera .
În continuare se va determina raza manivelei conform relației: . (3.104)

Înlocuind cu valorile obținute la capitolul anterior găsim că:
.
Pentru lungimea bielei vom utilzia formula: , deci vom avea:

.

3.7.3 Stabilirea maselor pieselor aflate în mișcare ale mecanismului motor.

În cadrul acestui subcapitol 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 continuare se va determina masa pistonului:

(3.105)

unde:- masa grupului piston;

– masa pistonului.

Pentru determinarea masei pistonului vom folosi relația de calcul a densității aparenente a pistonului care se calculeaza conform relației:

(3.106)

unde avem: [mm] – alezajul cilindrului;

[kg] – masa pistonului.

În continuare vom avea nevoie să alegem materialul din care va fi fabricat pistonul. Conform datelor actuale, majoritatea pistoanelor pentru autovehicule de serie se folosesc aliaje de aluminiu. Analizând literatura de specialitate, densitatea aparentă, , pentru pistoanele ce echipeaza, motoarele cu aprindere prin scânteie, motoare în 4 timpi este încadrat în intervalul: . Pentru calculul modelului de proiectat am ales valoarea de .

Introducând în relația următoare putem determina valoarea masei pistonului:

.(3.107). Înlocuid cu valorile cunoscute pentru și diametrul cilindrului vom obține că:

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:

respectiv, . Aceste doua rezultate validează ipoteza considerată anterior. (0.35< 0.352< 0.56).

Acum ne vom intoarce la calculul masei grupului piston:

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:

. Din valori uzuale vom alege

Din formula de baza: . (3.108)

De aici rezultă formula de calcul pentru masa bielei: . (3.109)

Înlocuind cu valorile cunoscute vom obține:

Masa aflată în mișcare de translație se va calcula confrom următoarei relații:

. (3.110)

Înlocuind cu valorile cunoscute obținem că:

.

Pentru veridicitatea acestei valori trebuie ca aceasta să se afle între valorile obținute prin folosirea următorei formule: , (3.111) unde:

.
Înlcouind cu valorile de mai jos obtinem că:

Astfel obținem că: <<, 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 gazelor din cilindru va fi exprimată în funcție de unghiurile de rotație ale arborelui cotit cunoscută ca și deplasarea unghiulară a manievei cu valori din in pe toata durata ciclului de funcționare (de la pana la ).

Calculul forțelor și momentului motor indicat pentru un singur cilindru.

– forța în lungul axei unui cilindru;

(3.112) unde avem:

– forța de presiune a gazelor care se va calcula conform relației:

(3.113) și

– forța de inerție a maselor cu mișcare în translație, ce se va calcula

(3.114) care mai poate fi scris sub forma

(3.115) . Termenul se numește accelerația pistonului și se poate determina conform relației: (3.116)
În continuare vom defini -forta in lungul bielei ce se determina conform relatiei:

(3.117) unde: -oblicitatea bielei care pentru un mecanism de tip normal axat are relația de calcul: (3.118)

Se definește – forăa normală definitt sub forma ; (3.119)

– forța în lungul manivelei

; (3.120)

– forta tangentiala;

si – momentul motor (3.121)

(3.122)

Aceste valori urmează să fie tabelate după cum urmează:

Verificarea primară a puterii motorului. Acest calcul se va realiza utilizând două relații pentru o verificare cât mai bună.

Metoda 1: (3.126)

Valoarea lui . (3.127)

Înlocuid în relația de mai sus vom obține că:

Calculul erorii relative. Valoarea este acceptată deoarece este sub limita superioară impusă de .

Metoda 2: (3.128)

Valoarea lui (3.129)

Înlocuind în relația anterioară găsim că:

După cum putem vedea, valorile puterilor calculate sunt egale deci calculele au fost realizate corect și respectă condiția de eroare maximă.

3. 7 Calculul pistonului.

Stabilirea dimensiunilor

– diametrul pistonului ;

;

;

;

;

;

;

;

.

;

;

.26 =23.14 [mm];

.

Calculul pistonului

Calculul capului pistonului.

(3.3)

– coeficientul de dilatare al materialului cilindrului;

– coeficientul de dilatare al materialului cilindrului;

– temperatura cilindrului, cilindrul fiind răcit cu apa vom aveam temperatura acestuia

;

– temperatura pistonului la cap;

b) Verificarea la rezistență.

Verificarea la rezistență se face static pentru solicitarile termo-mecanice, considerându-se capul pistonului ca o placa plană de grosime constantă și diametru exterior , aceasta fiind incastrată în conturul regiunii port segmenți.

(3.134)

Din considerente tehnice adâncimea primului segment se notează cu litera și se alege valoarea raportului

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 valori extreme:

pe margine;

pe direcția radială.

(3.135)

(3.316), unde – coeficientul lui Poisson si vom alege ;

Semnificatiile semnelor : + pentru fibra superioară;

pentru fibra inferioară.

în centru: (3.137)

Calculul regiunii port-segmenți

Se va verifica static la comprimare sub acțiunea forței maxime de presiune a gazelor :

(3.138)

Această zonă a pistonului este solicitata si la intindere sub actiunea forței maxime de inerție a parții din piston a carei masa este ce corespunde capului respectiv a regiunii port-segmenți, deasupra zonei de calcul :

(3.139)

Sectiunea periculosa de calculat este cea care este slabita de catre canalizatia de evacuare a uleiului raclat de catre segmentul de ungere ( ):

(3.140)

unde – numarul gaurilor de ungere avand diametrul ce se calculeaza conform relatiei si .

Pentru calculul si vom folosii relatiile urmatoare:

Alegem constructiv .

Cu cele 2 valori obtinute vom calcula canalizatia de evacuare a uleiului raclat:

Astfel (3.141)

. (3.142)

Calculul mantalei.

Diametrul mantalei pistonului.

(3.143)

-temperatura mantalei

Inlocuind cu aceste valori in relatia de mai sus vom obtine ca:

(3.144)

Astfel se poate termina jocul de mantaj de la baza mantalei care se calculeaza conform relatiei:

(3.145)

Verificarea presiunii maxime pe manta

(3.146)

Pentru motoarele cu aprindere prin scanteie, aria evazării mantalei se calculează conform relatiei: .
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.

Prin calcul așadar vom obține

Acum va trebui să vedem daca valoarea presiunii maxime pe manta nu va trece de valoarea maximă admisibilă pentru motoarele cu aprindere prin scânteie: (3.147)

Condiția este respectată.

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:

(3.148)

3.8 Calculul bolțului.

3.8.1 Alegerea materialului

Materialul din care va fi confecționat bolțul este 20MoNi35 având rezistența la rupere egală cu valoarea

3.8.2Predimensionare

Dimensiunile principale de care se va ține cont în proiectarea bolțului sunt:

raportul ;

raportul ;

raportul pentru bolț fix, ;

raportul pentru bolț fix, ;

jocul

Verificarea presiunii în piciorul bielei și în umerii pistonului.

Forța de calcul: (3.149) unde avem:

-masa totală a pistonului și a segmentilor având relația de calcul:

(3.150)

si valori obținute din capitolul anterior. Înlocuind astfel cu aceste valori vom obține masa bolțului:

În continuare vom calcula forța de calcul conform relației de mai sus, cunoscând și ceilați termeni ai relației vom obține că:

Definim în continuare lungimea ca fiind lungimea de sprijinîin umerii pistonului ce se calculează dupa formula: (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 a carui relație de calcul este sub forma: (3.152). Cunoscand valoare raportului pentru un bolț fix putem determina valoare lungimii B, astfel: . Deci

.

În continare ne vom întoarce în relația de mai sus cu valoarea fiind cunoscută și găsim că: 𝐵 Cu valoarea gasită pentru putem calcula lungimea de sprijin în umerii pistonului nu înainte de a determina valoare lui din realația, . Înlocuind cu valoarea lui care este cunoscută determinam:

Acum putem afrima că: .

Forța ce acționează asupra boltului se consideră uniform distribuită în lungul și în jurul suprafețelor de sprijin pe jumatate din circumferință:

(3.153)

Verificarea la rezistență.

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.

. (3.154)

Înlocuind termenii pentru tensiunea maximă vom obține:

Valoarea coeficientului de siguranță se determină utilizând relația specifică bolțului fix în biela, ciclul de încărcare fiind asimetric și are relația sub forma:

(3.155)

unde avem:- rezistența la rupere a materialului;

– coficientul efectiv de concentrare;

– coeficient de calitate al suprafetei;

– factor dimensional;

– amplitudinea eforturilor unitare (3.156);

– efortul unitar mediu (3.157);

(3.158)

Pentru determinarea valorii efortului unitar vom avea nevoie de calculul tenisiunii maxime și celei minime după cum urmează:

.

Efortul unitar mediu se va calcula conform relației:

.

Amplitudinea eforturilor unitare: (3.160)

În continuare vom alege valorile celorlalți termeni ai formulei:

Calculul coeficientului de siguranță: .

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:

(3.161)

(3.162)

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

(3.163)

unde .

Înlocuind în relația tensiunii la ovalizare obținem că:

Condiția pentru ca acesta valoare să fie validată este ca deci

Verificarea deformației

Deformația maximă de ovalizare în timpul montajului se produce în plaunul normal al axului pistonului: , (3.164) unde

.

Jocul la montaj: (3.165) se calculează după acesăa formulă a carei termeni sunt următorii:

– coeficient de dilatare al bolțului ;

– coeficient de dilatare al materialului pistonului;

– temperatura bolțului

– temperatura umerilor pistonului

Procedeul de montaj necesită asigurarea strângerii la rece astfel vom avea temperatura este tempratura la care va trebui încălzit pistonul pentru efectuarea montajului pentru a se asigura o creștere a diametrului orificiului din umerii pistonului astfel că:

(3.166). Vom alege și înlocuind valorile terminilor din formula de dianinte pentru a verifica veridicitatea inecuatiei:

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 ;

modulul de elasticitate , alegem

coeficient de dilatare , alegem

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 necesar la montare să aibă o valoare care să nu treacă de valoarea maximă admisibilă a rezistenței

iar o altă condiției obligatorie de indeplinit este ca, în timpul funcționării motorului valoarea să aibă o valoare cât mai mică posibil.
în continuare vom determina valoarea tensiunii ce se va determina prin calcul conform relației urmatoare:

a=3.51 (mm)

(3.166)

unde n=0.5 valoare adoptată pentru procedeul de montaj Ghintburg.

(3.167)

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=89 [mm], valoare de

3.9.2.2 Rostul de dilatare

a) În stare liberă: (3.168)

b) În funcționare (3.169) valori uzuale întâlnite pentru motoarele cu aprindere prin scânteie.

În funcționare vom avea:

c) La montaj: (3.170) unde avem

, alegem ;

alegem ;

alegem

.

deci vom avea

3.9.3 Jocurile segmentului în canal.

Caracteristice motoarelor cu aprindere prin scânteie, avem valorile următoare ce ne vor ajuta în calculul dimensiunilor canalului:

si

Utilizând acești doi parametrii vom putea calcula dimensiunea adâncimii canalului:

(3.171)

4. Predimensionarea bielei

Piciorul bielei

diametrul exterior al piciorului

grosimea bucșei din piciorul bielei

grosimea minimă a peretelui , unde deci

Deci grosimea minimă a peretelui:

lățimea piciorului

Corpul bielei

lățimea corpului bielei în partea piciorului

lățimea corpului bielei în partea capului:

în zona medie:

lungimea bielei:

Capul bielei

diametrul manetonului: ;

lungimea manetonului: ;

lățimea capului bielei:

grosimea cuzinetului: ;

diametrul interior al capului: ;

grosimea capului:

Arborele cotit.

5. Proiectarea arborelui cotit

Predimensionarea arborelui cotit.

– diametrul fusului palier

– lungimea fusului palier

– diametrul fusului maneton

– lungimea fusului maneton

– diametrul interior al fusului maneton

– grosimea contragreutăților

– raza de racordare a fusurilor cu arborele cotit

5.1 Proiectarea contragreutăților

5.1.1 Forța de inerție a maselor cu mișcare de rotație

(3.172)

* (3.173)
=-2862

(3.175)

=2733.87(3.176)

= 0.072 (3.177)

=0.028647 (3.178)

=0.09018 (3.179)

=0.0225 (3.180)

=0.025164 (3.181)

=0.01273 (3.182)

=0.01888 (3.183)

=0.014735 (3.184)

5.1.2. Forța de inerție necesară unei contragreutăți în cazul echilibrării complete

Fc=Fr/2=2955

=2955 (3.185)

217.172 (3.186)

5.89 (3.187)

(mm)

0.345

<

6.1.3 Proiectarea contragreutății în formă de segment de cerc

=2955 (3.188)

=113.077[Nm] (3.189)

<

5.2 Calculul de verificare a arborelui cotit

5.2.1 Momentele de răsucire care solicită fusurile:

-palier

(3.190)

2130.195 [Nm]

-maneton

5.2.2 Reactiunile de pe fusurile paliere

-pentru paliere extreme

5

550.35

(3.191)

-pentru palierele intermediare

5

5

5.3 Verificarea sumară la încălzire și presiune maximă a fusurilor arborelui cotit

-presiunea maximă (3.192)

-presiunea medie 5.85 (3.193)

Din analiza diagramei polare reiese Rfmax si Rfmed.

5.4 Verificarea de rezistență a arborelui cotit

5.4.1 Palier

0.739 (3.192)

0.239 (3.193)

1259.49 (3.194)

(3.195)

(3.196)

240.94

5.4.2 Maneton

2160.57 (3.195)
(3.196)

(3.197)
0.43 (3.198)

0.14 (3.199)

405.099

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 corectiva (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 functiune 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 fusurilor, 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 oboseala. 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.

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.

Uzarea fusurilor datorita ungerii deficitare si a cuzinetilor necorespunzatori

Incovoierea arborelui cotit are ca efect ingreunarea 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 afectata 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 maneton 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.

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 uzurii, 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 timp 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 arborelui cotit

Condiții 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 realizându-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

Figura 1. Abateri față de geometria nominală

5.2. Condiții tehnice pentru executarea arborelului cotit

Figura 2. Desen de exectuție arbore cotit

5.3. Materiale folosite la construcția arborilor cotiți

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 semifabricatului.

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 tractoare, 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 producției de serie, procesul de elaborare a semifabricatului se poate automatiza pe linii de forjare în matrițe, tratare termică respectiv control.

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 controlului 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 suprafață 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 20̊ / 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 călirea prin curenți de inducție, iar pentru cazuri speciale cementare sau niturare.

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 calitate 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 arborelui 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 fusurilor;

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 prelucrării 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 prelucrarea bazelor de așezare

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 procedeu 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 simultană 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 perechi 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 vor prelucra câte două manetoane, arborele cotit va fi așezat pe câte două fusuri paliere.

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 specială. 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 manetoane. 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 comandate de arbori etalon, șabloane sau came ce au mișcarea sincronizată cu arborele de prelucrat. Procedeul va asigura o mare productivitate și precizia necesară.

Figura 7. Schema de lucru pentru strunjirea simultană a tuturor fusurilor manetoane

O metodă modernă 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 micșorării 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 bune 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 Da/Dw care ajunge mai mare de 3 față de 0.3 cât este în primul caz. Prin urmare funcționarea mașinii este mai lină, se va asigura durabilitatea sculei, mărirea preciziei de prelucrare astfel se va permite stabilirea unor adaosuri mai mici pentru prelucrarea finală (rectificare).

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 prelucrarea 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 fusurilor 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.

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.

Figura 10. Executarea 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 șpanului. 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) găurirea 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 dispozitiv 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 rectificat 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.

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 barete 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.

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 respectiv 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 pe 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 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 formă 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 efectuarea unui anumit număr de măsurători.
5.7. Principalele operații ale procesului tehnologic de prelucrare mecanică a arborelui cotit forjat.

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 Politehnica 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 rutiere”, 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

[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_results.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