Proiectarea arborelui cotit al unui MAS pentru un autoturism cu 5 locuri si viteză maximă în palier de 215km/h. Coordonator Absolvent Prof. Dr. Ing…. [615508]

1
Universitatea Politehnica București
Facultatea Transporturi
Departamentul Autovehicule Rutiere

PROIECT DE DIPLOMĂ

Proiectarea arborelui cotit al unui MAS pentru
un autoturism cu 5 locuri si viteză maximă în
palier de 215km/h.

Coordonator Absolvent: [anonimizat]. Pan ă Constantin Tudor Andrei -Mircea

Bucureș ti, 2017

2 Cuprins
Cap.0 Definirea destinației autovehiculului pentru care urmează a fi proiectat arborele
cotit………………………………………………………………………………………………………………………………..3 Cap.1 Realizare a proiectului de organizare generala a autovehiculului si încadrarea
acestuia într- un segment de piața. Detalierea modului de amplasare al subansamblului
de proiecta t……………………………………………………………………………………………………………………..4
1.1 Alegerea a 10 modele similare……………………………………………………………………….4
1.2 Prezentarea modelelor similare si a caracteristicilor acestora……………………….
…….4
1.3 Analiza statistică a modelelor similare si predeterminarea principalilor
parametri, dimensionali, masici si energetici ………………………………………………………………………..7
1.4 Soluția de organizare generală ……………………………………………………………………..17
1.5 Predeterminarea dimensiunilor spațiului util si a spațiului de conducere ……………18
Cap.2 Studiul tehnic si economic al soluțiilor posibile pentru subansamblul de proi ectat.
Alegerea justificata si definitivarea soluției tehnice pentru subansamblul din tema de proiect …………………………………………………………………………………………………………………………..22
2.1 Construc ția arborelui cotit…………………………………………………………………………………..22
2.2 Alegerea soluției tehnice a arborelui cotit ……………………………………………………………..27
Cap.3 Proiectarea generală a subansamblului din tema de proiect …………………………………..28
3.1 Determinarea parametrilor necesari calcului de tracțiune ………………………………………..28
3.2 Determinarea puterilor necesare învingerii rezistentelor la înaintare ………………………..32
3.3 Estimarea randamentului transmisiei ……………………………………………………………………34
3.4 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului necesara atingerii vitezei
maxime ………………………………………………………………………………………………………………………….35
3.5 Determinarea raportului transmisiei principale ………………………………………………………37
3.6 Calculul termic al motorului proiectat………………………………………………………………….41 3.7 Calculul arborelui cotit ………………………………………………………………………………………54
Cap 4. Mentenanța arborelui cotit …………………………………………………………………………………79
4.1 Tehnologia de recondiționare a defectelor …………………………………………………………….80
4.2 Înlocuirea semi -cuzineților arborelui cotit…………………………………………………………….81
4.3 Echilibrarea arborilor cotiți…………………………………………………………………………………81 4.4 Controlul arborilor cotiți…………………………………………………………………………………….81
Cap.5 Tehnologia e fabricare a subansamblului ……………………………………………………………..82
5.1 Alegerea justificata a materialului pentru execuția piesei………………………………………..82
5.2 Alegerea variantei optime a metodei și procedeului de obținere a
semifabricatului ………………………………………………………………………………………………………………82
5.3 Stabilirea poziției semifabricatului în forma sau matrița și a planului de separa te………83
5.4 Stabilirea preliminara a adaosurilor de prelucrare și executarea desenului
semifabricatului ………………………………………………………………………………………………………………84
5.5 Întocmirea pla nului de operații pentru executarea semifabricatului………………………….85
5.6 Analiza proceselor tehnologice similar existente ……………………………………………………86
Bibliografie ……………………………………………………………………………………………………………………92

3
Cap.0 Definirea destinației autovehiculului pentru care urmează a fi proiectat
arborele cotit

Punctul de plecare îl reprezintă datele de intrare, adică informațiile primite în
tema de proiect, astfel pentru a putea proiecta arborele cotit trebuie sa știm exact
principalii parametrii ce definesc un autovehicul .
Prima informație primita se refera la tipul de aprindere al motorului ,adică
MAS -motor cu aprindere prin scânteie. Motoarele cu aprindere prin scânteie au un
gabarit mai scăzut în comparație cu cele cu aprindere prin comprimare. Deoarece
arborele cotit ce urmează a fi proiectat se dorește sa echipeze un motor de ultima
generație trebuiesc luate în considerare câteva aspecte importante atât în legătura cu
motorul cat si cu restul autovehiculului, precum:
• Respectarea normelor de poluare : având în vedere ca normele de poluare
sunt foarte riguroa se avem nevoie de sisteme auxiliare si tehnologii avansate precum:
injecție de benzina, filtru catalitic, filtru de particule, injecție de aer pe evacuare, EGR, canistră de carbon activ, etc.
• Echiparea autovehiculului cu traductoare performante :traductoar e de
poziție (arbore cu came, poziția pedalei de accelerație, poziția volanului etc.), traductoare de turație (arborele cotit, arborele cu came , arborele de intrare în cutia de
viteze, arborele de ieșire din cutia de viteze, roti, etc.), traductoare de te mperatura (lichid
de răcire, ulei, mediu ambiant, etc.),
debitmetrul de aer, traductoare de presiune (pentru
măsurarea presiunii din: galeria de admisie, rampa de alimentare cu combustibil, etc.) , accelerometre, senzori de parcare, traductoare de oxigen e tc
• Aplicarea conceptului de downsizing prin supraalimentarea motorului si
utilizarea injecției directe
• Sisteme de siguranța active: asistenta la frânare (ABS), controlul
stabilității (ESP), controlul tracțiunii (ASR), sisteme de avertizare sonora în cazul în care
centura de siguranța nu este utilizata, sisteme de monitorizare a presiunii din pneuri, etc.
• Sisteme de siguranța pasive: centuri de siguranța, airbag uri, coloana de
direcție retractabila, tetiere, sisteme de protecție în caz de răsturnare a unui autoturism
decapotabil, rollcage, etc.
Autovehiculul proiectat trebuie sa fie un autotur ism cu 5 locuri care să poată
atinge o viteza de 215km/h, așadar aleg un autovehicul de tip sedan, deoarece pentru atingerea unei asemenea viteze este nevoie de un moto r performant ce , împreună cu
sistemele sale auxiliare, are nevoie de spațiu. Având în vedere ca autovehiculul va putea
fi încărcat cu 5 oameni, acesta trebuia sa dispună si de un portbagaj voluminos, pentru a asigura depozitarea bagajelor. A treia cerință în alegerea tipului de caroserie, îl
constituie confortul din interiorul autovehiculului.
Autovehiculele de tip sedan sunt alcătuite din 3 zone principale. O zona este
dedicata motorului si sistemelor auxiliare ale motorului si autovehiculului, o zona spațioasa pentru pasageri si o zona pentru mărfuri. Compartimentul pentru pasageri are
doua rânduri de scaune si un spațiu adecvat pentru pasageri în compartimentul din spate, fiind suficient pentru 5 adulți. Compartimentul de marfa este, de obicei, în partea din
spate, cu excepț ia modelelor cu motor în spate, așadar un autovehicul de tip sedan e
ideal pentru îndeplinirea cerințelor avute.
Datele prezentate în Cap.0 sunt inspirate din sursele [1],[2]

4 Cap.1 Realizarea proiectului de organizare generala a autovehiculului
si încadrarea acestuia într -un segment de piața. Detalierea modului de
amplasare al subansamblului de proiectat

1.1 Alegerea a 10 modele similare

Principalele criterii de alegere a modelelor similare sunt următoarele:
• Numărul de locuri : 5
• Viteza maxima în palier: 215km/h
• Modul de aprindere : Scânteie
• Tipul de automobil: Autoturism

Tabelul 1.1 Modele similare [3]

1.2 Prezentarea modelelor similare si a caracteristicilor acestora

Tabel 1.2 Principalele caracteristici după care au fost alese modelele similare [3]

S-au ales autoturisme aparținând diferitori producători, pentru a acoperii o mai mare
plaja de posibilități si pentru a putea observa diferențe intre principalii parametrii ai acestora.
Având î n vedere ca se dorește proiectarea unui autovehicul nou, ce sa satisfacă piața actuala, Nr.Crt. Denumire autoturism
1 Audi – A4
2 Kia – Optima IV
3 Volvo – S60 II
4 Mazda – 6 III Sedan
5 Volkswagen – Jetta
6 Renault – Talisman
7 Hyundai – i40
8 Skoda – Superb III
9 Ford – Focus III
10 Peugeot – 508
Nr.Crt. Denumire autoturism Anul fabricației Tip caroserieVmax
[km/h]Nr.locuriTip
motor
1 Audi – A4 2015- Sedan 210 5 MAS
2 Kia – Optima IV 2015- Sedan 210 5 MAS
3 Volvo – S60 II 2015- Sedan 210 5 MAS
4 Mazda – 6 III Sedan 2015- Sedan 209 5 MAS
5 Volkswagen – Jetta 2014- Sedan 220 5 MAS
6 Renault – Talisman 2015- Sedan 215 5 MAS
7 Hyundai – i40 2015- Sedan 212 5 MAS
8 Skoda – Superb III 2015- Sedan 218 5 MAS
9 Ford – Focus III 2014- Sedan 210 5 MAS
10 Peugeot – 508 2014- Sedan 210 5 MAS

5 trebuie ca modelele similare sa fie de actualitate, de aceea au fost alese modele de
actualitate ce respecta reglementările în vigoare, precum normele de poluare.

Tabelul 1.3 Parametrii sistemului de propulsie [3], [13] [14],[15],[16],[17],[18],[29]

Majoritatea autoturismelor prezentate au motorul dispus transversal, tracțiunea
fiind pe puntea din fata. Schimbătorul de viteze este manual cu 6 trepte de viteze , plus
treapta de mers înapoi, sau automat cu 6/7 trepte. Diametrul de așezare al jantei vari ază
intre 16- 17 inch pneurile având dispunere radiala a pliurilor carcasei.

Tabel 1.4 Principalii parametrii dimensionali [3],[8],[15],[16],[17],[18]

Legenda:
− La – Lungime totală
− la – Lățime totală
− Ha – Înălțime totală − L – Ampatament
− Ef – Ecartament fată
− Es – Ecartament spate

Valorile urmate de simbolul „*” , sunt valori obținute prin metoda grafică
(cunoscându -se valoarea lungimii totale sau a ampatamentului si considerând ca
autovehiculul este scalat corect, s- a aproximat valoarea consolei faț a/spate prin
raportarea mărimilor măsurate la cele cunoscute). Nr.
Crt.Denumire autoturismDispunere
motorTracțiunePuntea
motoareSchimbator de
vitezeDimensiune anvelopeNorma
de
poluarePreț [€]
1 Audi – A4 Longitudinal 4×2 Fața automata-7 trepte 225/50 R17 Euro 6 33.171
2 Kia – Optima IV Transversal 4×2 Fața manual-6 trepte 215/55 R17 Euro 6 20.485
3 Volvo – S60 II Transversal 4×2 Fața manual-6 trepte 215/50R17 Euro 6 36.554
4Mazda – 6 III Sedan Transversal 4×2 Fața automata-6 trepte 225/55R17 Euro 6 21.090
5Volkswagen – Jetta Transversal 4×2 Fața automata-7 trepte 205/55 R16 Euro 6 16.558
6 Renault – Talisman Transversal 4×2 Fața automata-7 trepte 225/55 R17 Euro 6 27.900
7 Hyundai – i40 Transversal 4×2 Fața manual-6 trepte 215/50 R17 Euro 6 18.218
8Skoda – Superb III Transversal 4×2 Fața automata-7 trepte 215/55 R17 Euro 6 21.507
9 Ford – Focus III Transversal 4×2 Fața manual-6 trepte 215/50 R17 Euro 6 16.331
10 Peugeot – 508 Transversal 4×2 Fața manual-6 trepte 215/55 R17 Euro 6 22.200
Nr.
Crt.Denumire autoturismLa
[mm]la
[mm]Ha
[mm]L
[mm]Ef
[mm]Es
[mm]Consola
fața
[mm]Consola
spate
[mm]
1 Audi – A4 4726 1842 1427 2820 1572 1555 880 1026
2 Kia – Optima IV 4855 1860 1465 2805 1607 1614 965 1085
3 Volvo – S60 II 4635 1865 1484 2776 1588 1585 779 1080
4Mazda – 6 III Sedan 4870 1840 1450 2830 1585 1575 1007 1033
5Volkswagen – Jetta 4659 1778 1482 2651 1535 1538 888 1120
6 Renault – Talisman 4849 1868 1463 2809 1614 1609 959 1081
7 Hyundai – i40 4770 1815 1470 2770 1591 1597 920 1080
8Skoda – Superb III 4856 1864 1477 2841 1584 1572 897 1118
9 Ford – Focus III 4534 1823 1484 2648 1544 1559 857 1029
10 Peugeot – 508 4829 1828 1456 2817 1579 1552 1001 1011

6 Consola față reprezintă distanța dintre planul vertical care trece prin centrele roților din
față și punctul cel mai avansat al automobilului iar consola spate reprezintă distanța dintre planul
vertical ce trece prin centrele roților din spate și punctul cel mai din spate al automobilului.[6]

Tabe lul 1.5 Parametri energetici [3],[4],[5]

Legenda:
Vt –Cilindreea totală a motorului
Pmax –Puterea maximă a motorului
nP –Turația de putere maximă a motorului
Mmax –Momentul maxim al motorului
nM –Turația de moment maxim al motorului

D-Diametrul cilindrilor
S-Cursa pistoanelor
Φ-raportul D/S
cx-coeficient aerodinamic
ce-coeficient de elasticitate al motorului
Nr.
Crt.Denumire autoturismNumar
cilindriVt
[cm3]Pmax
[kW]nP
[rpm]Mmax
[Nm]nM
[rpm]Tip
injectieTip
umplere
cilindruRaport
comprimareD
[mm]S
[mm]φ cx ce
1 Audi – A4 4 1395 1125000-
60002501500-
3500Directa Fortat 10,5 74,5 80 1,07 0,27 0,25-0,7
2 Kia – Optima IV 4 1999 122 6500 196 4800Multi-
punctNormal 10,3 81 97 1,20 0,27 0,74
3 Volvo – S60 II 4 1969 113 5000 2501300-
4000Directa Fortat 11,3 82 93,2 1,14 0,28 0,26-0,8
4Mazda – 6 III Sedan 4 1998 108 6000 210 4000 Directa Normal 14 83,5 91,2 1,09 0,26 0,67
5Volkswagen – Jetta 4 1395 1125000-
60002501500-
3500Directa Fortat 10,5 75 80 1,07 0,30 0,25-0,7
6Renault – Talisman 4 1618 112 5200 220 1750 Directa Fortat 10 79,7 81,1 1,02 0,27 0,34
7 Hyundai – i40 4 1999 123 6200 203 4700 Directa Normal 11,5 81 97 1,20 0,28 0,76
8Skoda – Superb III 4 1395 1125000-
60002501500-
3500Directa Fortat 10,5 74,5 80 1,07 0,285 0,25-0,7
9 Ford – Focus III 4 1499 112 6000 2401600-
4000Directa Fortat 10 79 76,4 0,97 0,30 0,27-0,67
10 Peugeot – 508 4 1598 123 6000 240 1400 Directa Fortat 10,5 77 85,8 1,11 0,25 0,23

7 În tabelul 1.5 se observa ca cilindreea totala variază destul de mult
(1395cm3-1998cm3), valorile mai ridicate întâlnindu -se la motoarele aspirate.
Aceeași variație mare se regăsește si la turația de cuplu maxim (1300rpm -4800rpm).
Turația de putere maximă se regăsește la majoritatea modelelor prezentate la
5000rpm -6000rpm.Exceptand modelul Ford Focus 3, toate autovehiculele studiate au
raportul de alezaj cilindru -cursa piston supraunitar.

Tabel 1.6 Parametri masici [3]
Legenda:
m
0 – Masa proprie
ma- Masa maximă autorizată
mun- Masa utilă

1.3 Analiza statistică a modelelor similare si predeterminarea
principalilor parametri dimensionali, masici si energetici
Pentru a putea stabili principalii parametri dimensionali, masici si energetici
se folosește metoda histogramelor (grafice care reprezintă prin dreptunghiuri o
distribuție statistică[10]) în care se evidențiază limitele inferioare si superioare intre
care se încadrează parametri modelelor similare. Această metoda const ă în realizarea
unei statistici , prin care se contorizează si se compara diferitele caract eristici ale
modelelor alese astfel putându -se observa valori uzuale ale unor parametrii ce ne vor
ajuta la proiectarea diferitelor ansambluri/subansambluri ale autovehiculul ce urmează a fi proiectat. Modul de lucru si formulele utilizate sunt inspirate din lucrarea [9]
Nr.Crt. Denumire autoturismm0
[kg]ma
[kg]mun
[kg]
1 Audi – A4 1375 1945 570
2 Kia – Optima IV 1455 2000 545
3 Volvo – S60 II 1534 2060 526
4 Mazda – 6 III Sedan 1496 1975 479
5 Volkswagen – Jetta 1364 1870 506
6 Renault – Talisman 1430 2030 600
7 Hyundai – i40 1449 2020 571
8 Skoda – Superb III 1370 2010 640
9 Ford – Focus III 1334 1900 566
10 Peugeot – 508 1400 1995 595

/XQJLPHDWRWDOă )La
''/XQJLPHDDXWRPRELOXOXLHVWHGHWHUPLQDWăGHGLVWDQ܊DGLQWUHGRXă SODQHYHUWLFDOH ,
SHUSHQGLFXODUHSHSODQXOORQJLWXGLQDOGHVLPHWULH܈LWDQJHQWHv QSXQFWHOHH[WUHPHDOH
DXWRPRELOXOXLGLQID܊ă܈LUHVSHFWLYGLQVSDWH3ODQXOORQJLWXGL QDOGHVLPHWULHFRQ܊LQHD[D
ORQJLWXGLQDOăDDXWRPRELOXOXL܈LvPSDUWHDXWRPRELOXOvQGRXăSă U܊LVLPHWULFH ''[6]
VDORDUHDPD[LPăDOXQJLPLLWRWDOH ≔/DPD[ 4870PP
VDORDUHDPLQLPăDOXQJLPLLWRWDOH ≔/DPLQ 4534PP
1XPDUXOGHPRGHOHVLPLODUH ≔Q10
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXL ≔ǻ/D = ―――――−/DPD[/DPLQ
+1⋅ log((Q))PP ((1.1))
6HDGRSWă UHVSHFWLY DVWIHOvQFkWVăUH]XOWHXQQXPăULQWUHJN  ≤ L'a.min La.min ≥ L'a.max La.max
GHVXELQWHUYDOH
VDORDUHDPD[LPăDGRSWDWăDOXQJLPLLWRWDOH ≔/
DPD[ 4870PP
VDORDUHDPLQLPăDGRSWDWăDOXQJLPLLWRWDOH ≔/
DPLQ 4534PP
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXLDGRSWDW ≔ǻ
/D84PP
1XPDUXOGHLQWHUYDOH ≔N/D = ―――――−/
DPD[/
DPLQ
ǻ
/D4 ((1.2))
)LJXUD+LVWRJUDPDOXQJLPLLWRWDOH
,QILJXUDVHREVHUYăFDDXWRYHKLFXOHOHDXOXQJLPLWRWDOHFX SULQVHvQWUHPP܈L
PPDFHVWOXFUXVHGDWRUHD]DLQSULQFLSDOGDWRULWDWLSXOXL GHFDURVHULHGHRDUHFH
DXWRYHKLFXOHOHGHWLSVHGDQvQJHQHUHDODXROXQJLPHPDLPDUH vQFRPSDUD܊LHFXDOWHWLSXUL
GHFDURVHULSUHFXPKDWFKEDFNGHFDSRWDELOHURDGVWH rHWF3HQWUXDSXWHDDVLJXUDVSD܊LXOLQ
KDELWDFOXGDU܈LVXILHQWORFSHQWUXGLVSXQHUHDVXEDQVDPEOHOR rDOHJFDOXQJLPHDWRWDOăD
DXWRYHKLFXOXLFHXUPHD]ăVDILHSURLHFWVDILHGH PP La
/D܊LPHDWRWDOă )la
''/ă܊LPHDDXWRPRELOXOXLHVWHGLVWDQ܊DGLQWUHGRXăSODQHSDUDOHOH FXSODQXOORQJLWXGLQD l
GHVLPHWULHWDQJHQWHODSXQFWHOHH[WUHPHGHRSDUWH܈LGHDOWD DDXWRPRELOXOXL ''[6]
8

VDORDUHDPD[LPăDOD܊LPLLWRWDOH ≔ODPD[ 1886PP
VDORDUHDPLQLPăDOD܊LPLLWRWDOH ≔ODPLQ 1778PP
1XPDUXOGHPRGHOHVLPLODUH ≔Q10
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXL ≔ǻOD = ―――――−ODPD[ODPLQ
+1⋅ log((Q))PP ((1.3))
6HDGRSWă UHVSHFWLY DVWIHOvQFkWVăUH]XOWHXQQXPăULQWUHJN GH ≤ l'a.min la.min ≥ l'a.max la.max
VXELQWHUYDOH
VDORDUHDPD[LPăDGRSWDWăDOD܊LPLLWRWDOH ≔O
DPD[PP
VDORDUHDPLQLPăDGRSWDWăDOD܊LPLLWRWDOH ≔O
DPLQ 1778PP
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXLDGRSWDW ≔ǻ
OPP
1XPDUGHLQWHUYDOH ≔NOD = ――――−O
DPD[O
DPLQ
ǻ
O4 ((1.4))
)LJXUD+LVWRJUDPDOD܊LPLLWRWDOH
,QILJXUDVHREVHUYăFDDXWRYHKLFXOHOHVWXGLDWHDXOD܊LPLW RWDOHFXSULQVHvQWUH
PP܈LPPP'LIHUHQ܊DQXHVWHIRDUWHPDUHLDUPRGHOHOH VWXGLDWHVXQWGLVSXVH
UHODWLYHJDOSHWRDWHLQWHUYDOHOH AYkQGLQYHGHUHFăDXWRYHKLFXOXOFHXUPHD]ăDILSURLHFWDW
VHGRUH܈WHDILXQVHGDQFXPRWRUXOGLVSXVWUDQVYHUVDOVSD܊LXO WUHEXLHVăILHVXILFLHQW/D܊LPHD
DXWRYHKLFXOXLYDILDOHDVăGH = 1867mmla
ÌQăO܊LPHDWRWDOă )Ha
''ÌQăO܊LPHDDXWRPRELOXOXLHVWHGLVWDQ܊DGLQWUHSODQXOGHED]ă܈L XQSODQRUL]RQW al,
SDUDOHOFXSODQXOGHED]ă܈LWDQJHQWvQSDUWHDVXSHULRDUăDDXW RPRELOXOXL ''[6]
VDORDUHDPD[LPăDvQăO܊LPLLWRWDOH ≔+DPD[ 1484PP
VDORDUHDPLQLPăDvQăO܊LPLLWRWDOH ≔+DPLQPP
1XPDUXOGHPRGHOHVLPLODUH ≔Q10
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXL ≔ǻ+D = ―――――−+DPD[+DPLQ
+1⋅ log((Q))PP ((1.5))
9

6HDGRSWă UHVSHFWLY DVWIHOvQFkWVăUH]XOWHXQQXPăULQWUHJ ≤ H'a.min Ha.min ≥ H'a.max Ha.max
NGHVXELQWHUYDOH
VDORDUHDPD[LPăDGRSWDWăDvQăO܊LPLLWRWDOH ≔+
DPD[ 1487PP
VDORDUHDPLQLPăDGRSWDWăDvQăO܊LPLLWRWDOH ≔+
DPLQPP
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXLDGRSWDW ≔ǻ
+D 15PP
1XPDUXOGHLQWHUYDOH ≔N+D = ―――――−+
DPD[+
DPLQ
ǻ
+D4 ((1.6))
)LJXUD+LVWRJUDPDvQDO܊LPLLWRWDOH
&RQIRUP)LJXULLGDUVL܊LQkQGFRQWGHFRQIRUWXOSDVDJHULO RUVLGHIDSWXOFăXQ
DXWRYHKLFXOvQDOWDUHFHQWUXOGHPDVDPDLULGLFDWOXFUXFHSRD WHGXFHODLQVWDELOLWDWHDLQ
FXUEHVHDOHJHvQăO܊LPHDWRWDOăDDXWRYHKLFXOXLSURLHFWDW  PP Ha
1.3.4$PSDWDPHQWXO/ )
''$PSDWDPHQWXOHVWHGLVWDQ܊DGLQWUHD[HOHJHRPHWULFHDOHSXQ܊LORU DXWRPRELOXOXL ''[6]
VDORDUHDPD[LPăDDPSDWDPHQWXOXL ≔/PD[PP
VDORDUHDPLQLPăDDPSDWDPHQWXOXL ≔/PLQPP
1XPDUXOGHPRGHOHVLPLODUH ≔Q10
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXL ≔ǻ/ = ―――――−/PD[/PLQ
+1⋅ log((Q))PP ((1.7))
6HDGRSWă UHVSHFWLY DVWIHOvQFkWVăUH]XOWHXQQXPăULQWUHJN GH ≤L'minLmin ≥ L'max Lmax
VXELQWHUYDOH
VDORDUHDPD[LPăDGRSWDWDDDPSDWDPHQWXOXL ≔/
PD[PP
VDORDUHDPLQLPăDGRSWDWDDDPSDWDPHQWXOXL ≔/
PLQPP
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXLDGRSWDW ≔ǻ
/51PP
1XPDUXOGHLQWHUYDOH ≔N/ = ――――−/
PD[/
PLQ
ǻ
/4 ((1.8))
10

$PSDWDPHQWXODUHHIHFWDVXSUDGLVWULEX܊LHLPDVHORUSHSXQWL2 vQFDUFDUHSUHDPDUHD
SXQ܊LLGLQVSDWHGXFHODvQJUHXQDUHDYLUDULLVXEYLUDUH$FHOD܈L HIHFWLODUHVLLQFD]XOLQFDUH
SXQWHDID܊DHSUHDvQFDUFDWăVXUSDYLUDUH܉LQDQGFRQWGHIDSW XOFăGLQDXWRYHKLFXOHOH
VWXGLDWHVHDIODLQLQWHUYDOXOPP -PPYDORDUHDDOHDVăSHQWUXDPSDWDPHQWHVWH
/ PP
)LJXUD+LVWRJUDPDDPSDWDPHQWXOXL
(FDUWDPHQWVSDWH )Es
''(FDUWDPHQWXOUR܊LORUGLQVSDWHHVWHGLVWDQ܊DGLQWUHSODQHOHPHG LDQHDOHUR܊LORUVSDWH
FDUHDSDU܊LQDFHOHLD܈LSXQ܊L ''[6]
VDORDUHDPD[LPăDHFDUWDPHQWXOXLVSDWH ≔(VPD[ 1614PP
VDORDUHDPLQLPSDHFDUWDPHQWXOXLVSDWH ≔(VPLQ 1538PP
1XPDUXOGHPRGHOHVLPLODUH ≔Q10
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXL ≔ǻ(V = ―――――−(VPD[(VPLQ
+1⋅ log((Q))PP ((1.9))
6HDGRSWă UHVSHFWLY DVWIHOvQFkWVăUH]XOWHXQQXPăULQWUHJN  ≤ E's.min Es.min ≥ E's.max Es.max
GHVXELQWHUYDOH
VDORDUHDPD[LPăDGRSWDWăDHFDUWDPHQWXOXLVSDWH ≔(
VPD[ 1618PP
VDORDUHDPLQLPăDGRSWDWăDHFDUWDPHQWXOXLVSDWH ≔(
VPLQ 1538PP
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXLDGRSWDW ≔ǻ
(VPP
1XPDUXOGHLQWHUYDOH ≔N(V = ―――――−(
VPD[(
VPLQ
ǻ
(V4 ((1.10))
VDORDUHDHFDUWDPHQWXOXLVSDWH܊LQHFRQWGHYROXPXOSRUWEDJDMXOXL VWDELOLWDWDWHD
DXWRYHKLFXOXL܈LGHWLSXOVROX܊LHLJHQHUDOHGHR rJDQL]DUH VDORDUHDDGRSWDWăSHQWUX
HFDUWDPHQWXOVSDWHHVWH =1548mmEs
11

(FDUWDPHQWID܊ă )Ef
''(FDUWDPHQWXOUR܊LORUGLQID܊ăHVWHGLVWDQ܊DGLQWUHSODQHOHPHGLD QHDOHUR܊LORUID܊ă
FDUHDSDU܊LQDFHOHLD܈LSXQ܊L ''[6]
VDORDUHDPD[LPăDHFDUWDPHQWXOXLID܊ă ≔(IPD[ 1614PP
VDORDUHDPLQLPăDHFDUWDPHQWXOXLID܊ă ≔(IPLQ 1535PP
1XPDUXOGHPRGHOHVLPLODUH ≔Q10
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXL ≔ǻ(I = ―――――−(IPD[(IPLQ
+1⋅ log((Q))PP ((1.11))
6HDGRSWă UHVSHFWLY DVWIHOvQFkWVăUH]XOWHXQQXPăULQWUHJN  ≤ E'f.min Ef.min ≥ E'f.max Ef.max
GHVXELQWHUYDOH
VDORDUHDPD[LPăDGRSWDWăDHFDUWDPHQWXOXLID܊ă ≔(
IPD[ 1615PP
VDORDUHDPLQLPăDGRSWDWăDHFDUWDPHQWXOXLID܊ă ≔(
IPLQ 1535PP
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXLDGRSWDW ≔ǻ
(IPP
1XPDUXOGHLQWHUYDOH ≔N(I = ――――−(
IPD[(
IPLQ
ǻ
(I4 ((1.12))
VDORULOHHFDUWDPHQWXOXLID܊ă܊LQFRQWGHVSD܊LXOQHFHVDUGLVSXQH ULLPRWRUXOXL܈LD
VLVWHPHORUDX[LOLDUHDOHDFHVWXLDVLVWHPXOGHXQJHUHVLVWHPXO GHUăFLUHVLVWHPXOGH
DOLPHQWDUHVLVWHPXOGHFRQWURODOHPLVLHLVLVWHPXOHOHFWULFú LHOHFWURQLFPHFDQLVPXOGH
GLVWULEXĠLHSULQFLSDOHOHVLVWHPHDOHDXWRYHKLFXOXOXLGLUHFWL HIUDQDUHWUHEXLHVăSHUPLWD
EUDFDUHDUR܊LORULQLQWHULRU܈LvQIXQF܊LHGHVROX܊LDJHQHUDOă DWUDQVPLVLHL VDORDUHDDGRSWDWă
SHQWUXHFDUWDPHQWXOID܊ăHVWH PP Ef
)LJXUD+LVWRJUDPDHFDUWDPHQWVSDWH)LJXUD+LVW RJUDPDHFDUWDPHQWID܊ă
&RQVRODID܊ă )c1
''&RQVRODID܊ăUHSUH]LQWăGLVWDQ܊DGLQWUHSODQXOYHUWLFDOFDUHWU HFHSULQFHQWUHOHUR܊LORU
GLQID܊ă܈LSXQFWXOFHOPDLDYDQVDWDODXWRPRELOXOXL ''[6]
VDORDUHDPD[LPăDFRQVROHLID܊ă ≔FPD[ 1007PP
VDORDUHDPLQLPăDFRQVROHLID܊ă ≔FPLQPP
1XPDUXOGHPRGHOHVLPLODUH ≔Q10
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXL ≔ǻF = ―――――−FPD[FPLQ
+1⋅ log((Q))PP ((1.13))
12

6HDGRSWă UHVSHFWLY DVWIHOvQFkWVăUH]XOWHXQQXPăULQWUHJN  ≤ c'1.min c1.min ≥ c'1.max c1.max
GHVXELQWHUYDOH
VDORDUHDPD[LPăDGRSWDWăDFRQVROHLID܊ă ≔F
PD[ 1007PP
VDORDUHDPLQLPăDGRSWDWăDFRQVROHLID܊ă ≔F
PLQPP
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXLDGRSWDW ≔ǻ
F57PP
1XPDUXOGHLQWHUYDOH ≔NF = ――――−F
PD[F
PLQ
ǻ
F4 ((1.14))
3HQWUXDOHJHUHDYDORULLFRQVROHLID܊ăVH܊LQHFRQWGHUROXOHL &RQVRODID܊ăDUHUROXUL
DVHPDQDWRDUHFXDOHHFDUWDPHQWXOXLVăDVLJXUHVSD܊LXOQHFHVDU GLVSXQHULLPRWRUXOXLVLD
VLVWHPHORUDX[LOLDUHDOHDFHVWXLDVLVWHPXOGHXQJHUHVLVWHPXO GHUăFLUHVLVWHPXOGH
DOLPHQWDUHVLVWHPXOGHFRQWURODOHPLVLHLVLVWHPXOHOHFWULFú LHOHFWURQLFPHFDQLVPXOGH
GLVWULEXĠLHSULQFLSDOHOHVLVWHPHDOHDXWRYHKLFXOXOXLGLUHFWL HIUDQDUHWUHEXLHVăSHUPLWD
EUDFDUHDUR܊LORULQLQWHULRU܈LvQIXQF܊LHGHVROX܊LDJHQHUDOă DWUDQVPLVLHLVăSRDWăDEVRUEL
܈RFXULLQFD]XOLPSDFWHORUIURQWDOHHWF VDORDUHDDOHDVăDFRQVROHLID܊ăHVWH PP c1
)LJXUD+LVWRJUDPDFRQVRODID܊ă
1.3.8 Masa pr RSULH )m0
0DVDSURSULH  –UHSUH]LQWăPDVDDXWRYHKLFXOXOXLFRPSOHWHFKLSDWGDUIăUăSHUVR DQH m0
܈LvQFăUFăWXUăH[LVWă܈LQR܊LXQHDGHPDVăSURSULHXVFDWăFDUH HVWHPDVDDXWRYHKLFXOXOXLIăUă
OLFKLGHOHGHOXFUXQHFHVDUHIXQF܊LRQăULLFRUHFWH ;[11]
3HQWUXDSXWHDDSUR[LPDPDVDSURSLHDDXWRYHKLFXOXOXLFHXUPHD] ăDILSURLHFWDWQH
DMXWăPGHYDORULOHvQWDOQLWHODPRGHOHOHVLPLODUH
VDORDUHDPD[LPăDPDVHLSURSULL ≔PPD[ 1534NJ
VDORDUHDPLQLPăDPDVHLSURSULL ≔PPLQ 1334NJ
1XPDUXOGHPRGHOHVLPLODUH ≔Q10
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXL ≔ǻP = ―――――−PPD[PPLQ
+1⋅ log((Q))NJ ((1.15))
13

6HDGRSWă UHVSHFWLY DVWIHOvQFkWVăUH]XOWHXQQXPăU ≤ m'0.min m0.min ≥ m'0.max m0.max
LQWUHJNGHVXELQWHUYDOH
VDORDUHDPD[LPăDGRSWDWăDPDVHLSURSULL ≔P
PD[ 1534NJ
VDORDUHDPLQLPăDGRSWDWăDPDVHLSURSULL ≔P
PLQ 1334NJ
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXLDGRSWDW ≔ǻ
P 50NJ
1XPDUXOGHLQWHUYDOH ≔NP = ―――――−P
PD[P
PLQ
ǻ
P4 ((1.16))
$QDOL]DQGKLVWRJUDPDGLQILJXUDGDU܊LQDQGFRQW܈LGHIDS WXOFăvQUHDOLWDWHYDORDUHD
PDVHLSURSULLDDXWRYHKLFXOXLFHXUPHD]ăDILSURLHFWDWDUSXWH DVDGHSD܈HDVFăLQWHUYDOXOLQ
FDUHVHUHJăVHVFFHOPDLPDUHQXPDUGHDXWRYHKLFXOHGLQQXPDUXO PRGHOHORUVWXGLDWH
NJ -NJVHDOHJHRYDORDUHPHGLHDVWIHOSXWkQGVDDYHPXQFR HILFLHQWGH
VLJXUDQ܊D VDORDUHDGRSWDWăHVWH NJ m0
)LJXUD+LVWRJUDPDPDVHLSURSULL
1.3.9 Masa utila )mu
0DVDXWLOă  –UHSUH]LQWăFDSDFLWDWHDGHvQFăUFDUHDDXWRYHKLFXOXOXL mu
ÌQFRQIRUPLWDWHFX6 T$6 -ODGHWHUPLQDUHDPDVHLXWLOHVHYRUFRQVLGHUD
XUPăWRDUHOH> 1@
-PDVDSHUVRDQHLGHVHUYLFLXSHUPDQHQWODERUGNJ
-PDVDSDVDJHUXOXLNJ
-PDVDEDJDMXOXLXQXLSDVDJHUNJODDXWRWXULVPH܈LDXWREX]HXUE DQHNJODDXWREX]H
LQWHUXUEDQHNJODDXWREX]HWXULVWLFH
3HQWUXDSXWHDDSUR[LPDPDVDXWLOăDDXWRYHKLFXOXOXLFHXUPHD]D DILSURLHFWDWQHDMXWăP
GHYDORULOHvQWDOQLWHODPRGHOHOHVLPLODUH
VDORDUHDPD[LPăDPDVHLXWLOH ≔PXPD[ 640NJ
VDORDUHDPLQLPăDPDVHLXWLOH ≔PXPLQNJ
1XPDUXOGHPRGHOHVLPLODUH ≔Q10
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXL ≔ǻPX = ―――――−PXPD[PXPLQ
+1⋅ log((Q))NJ ((1.17))
6HDGRSWă UHVSHFWLY DVWIHOvQFkWVăUH]XOWHXQQXPăU ≤ m'u.min mu.min ≥ m'u.max mu.max
LQWUHJNGHVXELQWHUYDOH
14

≔P
XPD[ 643NJ VDORDUHDPD[ LPăDGRSWDWăDPDVHLXWLOH
VDORDUHDPLQLPăDGRSWDWăDPDVHLXWLOH ≔P
XPLQNJ
0DULPHDVXELQWHUYDOXOXLDGRSWDW ≔ǻ
PX 41NJ
1XPDUXOGHLQWHUYDOH ≔NPX = ―――――−P
XPD[P
XPLQ
ǻ
PX4 ((1.18))
AYkQGLQYHGHUHFăGLQPRGHOHOHVLPLODUHDQDOL]DWHDXPDVDX WLODFXSULQVăLQ
LQWHUYDOXONJ -NJRPDVăVXILFLHQWăSHQWUXXQDXWRWXULVPGHWLS6HGDQDOH JYDORDUHD
masei utile NJmu
)LJXUD+LVWRJUDPDPDVHLXWLOH
AYkQGPDVDXWLOăVLPDVDSURSLHSXWHPDIODPDVDWRWDOăDDXWRYH KLFXOXOXLFDUH
UHSUH]LQWăVXPDDFHVWRUDGRXăGHFLPDVDWRWDODDDXWRYHKLFXOXO XLFHXUPHD]ăVDILHSURLHFWDW
YDILGH + NJNJ NJ$FHDVWăYDORDUHVHUHJDVH܈WHvQLQWHUYDOXO  mum0
PDVHORUWRWDOHDOHPRGHOHORUVLPLODUHNJ -NJ
1.3.10 Încadrarea autovehicului proiectat intr-un sector GHSLD܊ă
&XQRVFkQGSULQFLSDOHOHYDORULGLPHQVLRQDOHDOHDXWRYHKLFXOXOXL FHWUHEXLHSURLHFWDWvO
SXWHPvQFDGUDvQWU -XQXOGLQWUHVHJPHQWHOHHXUR
TDEHO6HJPHQWHOHDXWRFRQIRUP&RPLVLHL(XURSHQH>@
TRDWHDXWRYHKLFXOHOHVWXGLDWHIDFSDUWHGLQ6HJPHQWXO(&ODVDP DUHD܈DGDUVL
DXWRYHKLFXOXOFHXUPHD]DVăILHSURLHFWDWYDIDFHSDUWHGLQDFH DVWăFODVD'HVLJQ -ul este
LQVSLUDWGXSăPRGHOXO'RGJH&KD rger
15

16

Fig. 1.10 Principalele dimensiuni ale autovehiculului proiectat

17

1.4 Soluția de organizare generală

În urma analizării modelelor similare se observ ă că 9 din 10 autovehicule au
motorul dispus transversal, iar 10 din 10 au tracțiune pe puntea fa ță. Soluția cu
motorul dispus în fața și tracțiune pe puntea din față reprezintă soluția „totul față ” și
este una dintre cele mai răspândite soluții, în special pentru autovehiculele mici,
medii ș i mari destinate transporturilor de pasageri pe drumurile publice, datorita
prețului scăzut. Pentru autovehiculul ce urmează a fi proiectat se alege soluția totul
față.

Fig. 1.11 Modul de transmitere al fluxului de putere de la motor la sol
pentru soluția totul față [11]
Avantaje[11]:
• bună stabilitate a mișcării (automobilul este tras și nu împins);
• bună capacitate de trecere pa timp de iarnă pe drum ud, chiar la
încărcare parțiala a
automobilului (sarcina pe rotile motoare este relativ mare);
• stabilitate bună în viraj;
• sensibilitate redusă la vânt lateral;
• construcție simplă a punții din spate;
• eliminarea transmisiei cardanice (transmisie mai simplă, eliminarea
unei surse importante de vibrații, confort mărit);
• lungime redusă a fluxului de putere;

18
• spațiu mare al portbagajului și zonă mare de deformare la impact din spate;
• încălzire eficace a habitaclului datorită lungimii reduse a traseului apei;
• sistem de evacuare a gazelor cu traseu lung, cu spațiu suficient pentru
amplasarea convertizoarelor catalitice.

Dezavantaje[11]:
• la încărcare totală a automobilului, capacitatea de trecere este redusă pe drum
umed, cu gheață la deplasarea în rampă;
• lungimea motorului este limitată,
• încărcare ridicată a sistemului de direcție (datorită sarcinii mari pe puntea de
direcție), necesitând servodirecție;
• dificultăți la plasarea convenabilă a casetei de direcție;
• suspensia grupului motor -transmisie este supusă unui moment mare condiționat
de raportul total de transmitere al transmisiei;
• solicitări rel ativ mari ale suspensiei din faț ă;
• arhitectura punții față relativ complicată;
• producerea unor solicitări de încovoiere a sistemului de evacuare a gazelor
datorate de mișcările grupului motor -transmisie în timpul demarării frânării;
• raza minimă de virare este limitată de unghiul maxim de bracare a roților
condiționat de unghiul articulațiilor monocinetice sau cvasi -monocinetice;
• uzare intensă a anvelopelor, rotile fiind în același timp de direcție și de
tracțiune;
• mecanism de comand ă al S.V. complicat, a cărui funcționare care poate fi
influențată de mișcarea grupului motor -transmisie;
• solicitarea puternică a mecanismelor de frânare la rotile din fată.

1.5 Predeterminarea dimensiunilor spațiului util și a spațiului de conducere

Forma ș i spațiul de conducere se proiectează ț inând cont de câțiva factori importanți.
Acesta trebuie sa asigure ușurința accesări tuturor comenzilor, dar și confortul necesar.
Conducătorul, câ t și pasagerii trebuie sa aibă o poziție corectă a corpului pentru a nu apărea
solicitări ce ar conduce la disconfort în timpul unei exploatări îndelungate ale autovehiculului
[12].
Pentru a testa acest spațiu util se folosesc manechine bidimensionale, ce simulează o
persoana de sex masculin . Aceste manechine sunt executate, în general din plastic acrilic ș i
imită foarte bine mișcările umane, fiind dotat e cu articulații pentru a se putea modifica poziția
corpului, ș i de asemenea cu scări pentru măsurarea unghiurilor [12] .
Se folosesc 3 tipodimensiuni ale manechinulu i bidimensional, diferența dintre cele 3
fiind dată de lungimea piciorului lot pentru coaps ă și las pentru gambă . S-a observat diferența
trunchiului omenesc nu diferă semnificativ. În tabelul 1.7 sunt prezentate dimensiunile tipodimensiunilor de manechine bidimensionale . Valorile 10,50,90 reprezintă procentajul de
oameni care au lungimea femurului ș i a gambei mai mică sau egală cu cea a manechinului.
[12]

Tabel 1.8 Dimensiunile tipodimensiuni lor de manechine bidimensionale [12] Tipodimensiunile
manechinului10 50 90
ls [mm] 390 417 444
lt [mm] 408 432 456

19
Pentru determinarea principalelor dimensiuni ale postului de conducere se
consult ă standardul STAS 12613- 88 ce ne oferă intervale de valori sau valori minime
ce trebuiesc respectate, pentru a se asigura confortul î n timpul condusului, realizarea
unei poziții ergonomice ș i prevenirea apariției oboselii î n cazul unei exploatări
îndelungate . Principalele dimensiuni ale postului de conducere ce sunt reglementate
sunt : Hz, Wx, Wz, D, α, β și deplasarea pe orizontală a punctului . Aceste mărimi
sunt prezentate în figura 1.3 [12] .
Elementele geometrice se definesc î n funcție de punctul de contact al
călcâiului cu podeaua, î n situația în care piciorul acționează pedala de accelerație .
Potrivit standardului SR ISO 3958 poziționarea volanului se face în funcție de
punctul de contact al călcâiului cu podeaua, prin alegerea valorilor Wx, Wz și α în
intervalele recomanda te. Scaunul se poziționează prin înălțimea punctului R și prin
unghiul de înclinare al spătarului [20] .
În figura 1.4 sunt reprezentate unghiurile dintre elementele corpului uman
așezat pe scaun , iar în tabelul 1.9 n ivelurile de confort ale conducătorului propuse de
Trebbi G.[12] .

Fig.1.12 Dimensiunile postului de conducere [12]

În reprezentările grafice sunt folosite manechinele de 90 ,deoarece
proiectând un autovehicul ce aparține Segmentului E (clasa mare), se dorește
confortul pasagerilor indiferent de masa ș i dimensiunile acestora, iar manechinul de
90 este cel mai mare.

20

Tabel 1.9 Limitele de modificare ale postului de conducere [12]

Fig.1.13 Unghiurile dintre elementele corpului uman așezat pe scaun [12]

Tabel 1.10 Nivelurile de confort ale conducătorului auto

Valorile unghiurilor dintre elementele corpului uman așezat pe scaun, au fost alese
ținând cont de dimensiunile autovehiculului.
Nr. crt. DimensiuneaLimitele
admisibileValoarea
aleasă
1. Unghiul de înclinare spre înapoi, β[°] 9…33 24
2.Distanța verticală de la punctul R la punctul
călcâiului, Hz[mm]130…320 193
3.Cursa orizontală a punctului R [mm],
Hx[mm]min 130 764
4. Diametrul volanului, D[mm] 330…600 396
5. Unghiul de înclinare a volanului, α[°] 10…70 22
6.Distanța orizontală între centrul volanului si
punctul călcâiului, Wx [mm]152…660 349
7.Distanța verticală între centrul volanului si
punctul călcâiului, Wz [mm]530…838 624,75
Satisfacator Mulțumitor Bun
α 80-100 84-96 85-92 95
β 99-131 107-123 111-119 110
γ 88-101 91-99 93-97 88
δ 43-52 44-50 46-48 50
ε 84-124 92-116 100-108 119Nivel de confort Unghiul
[°]Valoare aleasa [ °]

21

Fig. 1.14 Spatiul util al pasagerilor autoturismului proiectat

22
Cap.2 Studiul tehnic ș i economic al soluțiilor posibile pentru
subansamblul de proiectat. Alegerea justificata ș i definitivarea soluției
tehnice pentru subansamblul din tema de proiect

Mecanismul motor constituie ansamblu l fundamental al motorului cu ardere interna
cu piston. Acesta are rolul de a transforma lucrul mecanic generat sub forma de mișcare de
translație alternativa a pistonului în cilindru, în mișcare de rotație a arborelui cotit, și de a
transmise acest lucru mecanic, prin intermediul ambreiajului la schimbătorul de viteze. [28]
Mecanismul motor se compune din :
• Organe fixe : blocul cilindrilor, chiulasă și carter;
• Organe mobile : pistonul, segmenții, bolțul, biela, arborele cotit și volantul.
Principalul rol al arborelui cotit, este de a transforma , împreuna cu biela, mișcarea de
translație a grupului piston în mișcare de rotație. Acesta mișcare de rotație ajunge prin
intermediul transmisiei la roțile motoare. Un alt rol foarte important al arborelui cotit, este de a antrena prin intermediul lanțurilor, curelelor sau a roților dințate, sistemele auxiliare ale motorului, precum pompa de apă, sistemul de distribuție, ventilatorul, alternatorul, compresorul de AC, pompa de servodirecție, etc. [ 28]
În timpul funcționarii motorului, arborele cotit este supus următoarelor eforturi: forța
rezultantă din presiunea din camera de ardere transmisă prin intermediul biel ei, forțele de
inerție ale pieselor aflate în mișcare de translație și rotație , forțele de frecare și reacțiunile din
lagăre. [28]
Ținând seama de condițiile de lucru, arborele cotit trebuie sa satisfacă următoarele
cerințe:
• rezistentă mecanica și rigiditate ridicată,
• bună rezistență la uzură a suprafețelor ce intră în contact în exploatare,
• să prevină rezonanța oscilațiilor de răsucire,
• să fie echilibrat static și dinamic.
Deoarece arborele cotit lucrează în condiții grele și cerințele impuse acestuia sunt
pretențioase, soluția construcția a lui este una complexa . [28]

2.1 Construcția arborelui cotit
Pentru a putea realiza rigiditatea necesară limitării deformațiilor arborii cotiți sunt
supradimensionați. Aceasta supradimensionare are și parți dăunătoare precum creșterea masei
motorului, a forțelor de inerție și a prețului arborelui cotit, de aceea supradimensionarea
arborelui reprezintă un compromis pentru a putea satisface neajunsurile. Vilbrochenul reprezintă aproximativ 7- 15% din masa motorului. [ 28]
Arborele cotit este subansamblul motorului care este cel mai solicitat, principalii
factori care determină aceste solicitări sunt forțele de presiune ale gazelor și forțele de inerție
ale maselor aflate în mișcare de translație și rotație. Sub acțiunea acestor forțe, solicitările
apărute sunt de întindere, compresiune, torsiune, încovoiere și șoc. Solicitările cu șoc apar din
cauza jocului necesar în mecanismul biel ă-manivelă, a schimbării sensului de aplicare a
forțelor și creșterii foarte mult a valorii forțelor în timpul arderii.
Variația fotelelor are ca rezultat apariția fenomenului de oboseala, în special în zona
concentratorilor de tensiuni, cum ar fi treceril e de la brațe la fusuri sau zonele orificiilor
canalelor de ungere cu ulei. Un alt efect al variație forțelor în reprezintă apariția vibrațiilor torsionale și de încovoiere, care pot impacta buna funcționare a mecanismelor de distribuție,
aprindere sau în unele cazuri transmisia mecanică. Ca rezultat final aceste variații pot duce la
uzarea prematură a cuzineților sau chiar ruperea vilbrochenului.[ 28]

23
Construcția și dimensiunile arborelui cotit variază în funcție de numărul și modul de
dispunere al cilindr ilor, tipul motorului, ordinea de aprindere , echilibrarea motorului, etc. [28]
Lungimea arborelui cotit ține cont de numărul de cilindri și modul de dispunere al
acestora și de distanțele dintre ei. . Pentru obținerea unei bune rezistențe la încovoiere, în
general se folosește soluția cu i+1 număr de fusuri paliere, i reprezentând numărul de cilindri
ai motorului. În cazul motoarelor cu cilindri dispuși în V razemele se regăsesc după 2 cilindri succesivi, din acest motiv este necesar ca lungimea fusurilor sa fie mai mare. [ 28]
Sunt 2 moduri principale de a executa arborii cotiți: demontabili sau nedemontabili, a
doua soluție fiind mai întâlnita în cazul autoturismelor . [28]
Majoritatea sistemelor auxiliare ale motorului sunt acționare indirect de către
arborele cotit, de aceea capătul din față al acestuia se construiește astfel încât sa permită
montarea roților dințate, a fuliilor pentru curele sau a fuliilor de lanț. De asem enea trebuia sa
permită și montarea inelelor de etanșarea, ce au 2 roluri importante : de a nu permite uleiului
sa iasă din carter și de a nu permite impurităților sa pătrundă în carter. Vibrațiile torsionale au
valori maxime în zona capătului din față al arborelui cotit, de aceea în zona aceasta se poate
monta și amortizorul de vibrații. Un exemplu de construcție a capătului din față al arborelui
cotit este prezentat în fig.2.1.; [28]

fig.2.1 Capătul din față al arborelui cotit pentru un MAS: 1 -deflector de ulei , 2-
simering, 3- pinion pentru acționarea distribuției, 4-fulie pentru antrenarea ventilatorului, a
pompei pentru lichidul de răcire și a generatorului de curent, 5- clichetul (racul) pentru
pornirea manuala. [ 28].

Atât fusurile maneton cat și cele paliere au forma cilindrica a căror secțiune poate sa
fie plina sau goala și au același diametru pentru același tip de fus. Pentru a limita presiunea
specifica din lagăre, fusurile paliere au lungimi diferite
Pentru a reduce masa arborelui coti și a forțelor de inerție, se recomanda găurirea
fusurilor (frig 2.2). În cazul arborilor cotit realizați prin turnare găurile pot avea formele
geometrice dorite, astfel crescând rezistenta la oboseala. În cazul arborilor matrițați, doar fusurile maneton pot fi găurite. [28]

24

fig.2.2. Soluții de execuție a găurilor axiale din fusurile arborelui cotit[28]

Pentru a asigura rezistenta mecanica și rigiditatea necesara, brațele arborelui cotit pot
avea diferite forme constructive (fig. 2.3). Zona T este slab solicitata, astfel pentru a reduce
masa arborelui cotit aceasta zona se teșește. Cea mai folosita forma a brațelor arborelui cotit o
reprezintă forma eliptica (fig. 2.3.a) . Aceasta forma se obține din necesitatea scurtării
arborelui cotit, astfel prin micș orarea grosimii h și mărirea lățimii pentru a putea obține
aceeași rezistența se ajunge la forma eliptică a brațului. [28]
Valorile maxime ale tensiunilor se regăsesc în zona de trecere dintre braț și fus.
Această valoare maximă se datorează prezentei unui concentrator de efort semnificativ, și
anume saltul mare de diametre. Soluțiile pentru a ameliorarea acestei probleme constau în
realizarea unei racordări cu o rază/doua raze, racordare eliptică, realizarea unui prag, etc. însă aceaste soluții au ca dezav antaj micșorarea suprafeței ce intra în contact cu cuzinetul. [ 28]
Contragreutățile C
g (fig.2.3.c, d) se regăsesc în prelungirea brațelor, având rolul de a
descarcă arborele cotit de forțele și momentele care îl solicită . Contragreutățile au ca
dezavantaj principal faptul ca măresc masa arborelui cotit și ca îngreunează procesul de
fabricare. În unele cazuri, contragreutățile pot fi demontabile. Echilibrarea arborelui cotit se face prin îndepărtare de material, iar acest material se îndepărtează din masa co ntragreutăților.
[28]

fig.2.3 Forme constructive ale brațelor arborelui cotit[28]

25
Pe capătul din spate al arborelui cotit se montează volantul, de aceea arborele este
prevăzut cu o flanșa pe care prin intermediul șuruburilor se fixează volantul. În fig 2.4. este
prezentat un exemplu de capăt de arbore cotit. [ 28]

fig.2.4. Capătul din spate al arborelui cotit : 1-flansă , 2-volant, 3- șurub , 4 -simering .
[28]

Pentru a asigura ungerea toate cuplele, lubrifierea arborelui cotit se face sub
presiune, această presiune fiind realizată de pompa de ulei. Uleiul ajunge la fusurile paliere
prin intermediul unor canale prevăzute în blocul motor. În funcție de soluția constructivă,
ungerea fusurilor maneton se poate face în doua moduri: daca nu sunt găurite axial, în
arborele cotit se realizează canale astfel se permite uleiului sa circule de la fusul palier la cele maneton, iar daca fusurile sunt găurite axial, circulația lubrifiantului se realizează prin canalele 1 sau prin tuburile presate 2 (fig.2. 5). Pe capetele manetoanelor se montează
căpăcelele 3 legate prin intermediul unor tiranți sau tuburile subțiri 4 care se vălțuiesc la extremități pentru a preveni scăpările de ulei. [ 28]

fig.2.5 Circulația uleiului prin arbori cu fusuri găurite axial[28]

26
Poziția orif iciilor de ungere se calculează, astfel încât forțele ce acționează în zona
respectivă a fusului sa fie minimă. Poziția optimă a orificiilor are 3 avantaje principale: se
regăsesc în zona de minima încărcare a fusului și nu modifică zona periculoasă(deci nu
afectează integritatea arborelui), nu creează contrapresiune mare (fapt ce ar solicita pompa de ulei) și favorizează prezența peliculei de lubrifiant. [ 28]

Pentru a permite dilatări independente ale carterului și ale arborelui cotit, jocul axial
se realizează fața de un singur fus palier . Reglarea jocului se face cu ajutorul semiinelelor sau
a cuzineților cu bordură . În funcție de particularitățile motorului, fusul palier la care se
limitează jocul diferă . În cazul în care distribuția este antrenata prin intermediul unui lanț iar
arborele cotit are lungimi mari, jocul se reglează la primul fus palier. În acest ca z jocul din
ambreiaj se modifică î n limite relativ largi. În cazul în care se dorește limitarea jocului din
ambreiaj, jocul axial al arborelui cotit se va regla la ultimul fus palier. Există și cazuri în care
jocul axial este preluat de cuzineții cu guler montați pe fusul intermediar[ 28].

Forme (tipuri) de arbori cotiți

Motoarele în 4 timpi cu 4 cilindri în linie generează la doua rotații complete ale
arborelui cotit, adică 720°, 4 curse utile, una pe fiecare cilindru, adică decalajul de aprindere este de 180°RAC. Pentru uniformitatea mișcării și limitarea vibrațiilor ord inea în care se
generează lucru mecanic în fiecare cilindru diferă. Cea mai folosita ordine de aprindere este 1-3-4-2. [28]

fig.2.6 Mecanismul bielă –manivelă al motorului Dacia 1300: 1- piston, 2 -segment de
ungere, 3 ș i 4 – segmenți de compresi e, 5- bolț, 6-camașa amovibil ă, 7-bielă, 8- capacul bielei,
9-șurub de biel ă,10-piulițe, 11- inel de etanșare, 12- cuzinet de biel ă, 13-rac de pornire cu
manivel ă, 14-pinion de distribuție , 15-comtragreutaț i, 16- fus maneton, 17 -fus palier, 18- brate
mane ton, 19 -cuzinet a rbore, 20- flanș a de fixare a volantului, 21-corpul volantului, 22 –
coroană dințata , 23-șurubul de fixare a volantului.[28]

27
În cazul motoarelor în 4 timpi cu 6 cilindrii cursele utile se succed la 120°RAC.
Ordinea posibilă de aprindere în cazul acestei soluții poate fi :1–5–3–6–2– 4 sau 1–4 –2–6–3–
5.[28]

fig.2.7 Diferite forme ale arborelui cotit: a -la motorul cu patru cilindri în linie, b -la
motorul cu șase cilindri în linie, c – la motorul cu șase cilindri în V, 1 -8-numarul cilindrilor[28]

2.2 Alegerea soluției tehnice a arborelui cotit

Analizând tabelul 1.5 se observă ca toate autovehiculele studiate sunt echipate cu
moto are cu 4 cilindri , așadar aleg sa proiectez un arbore cotit cu 4 brațe manetoane, ce
deservește echiparea unui motor cu 4 cilindrii în linie. Conform cap.5 , arborele cotit se
realizează prin forjarea în matrița, așadar nu va avea găuri axiale. Găurile de ungere vor fi
realizate astfel încât uleiul de la fusul palier sa poată sa ajungă la cele maneton. Pentru
reducerea concentratorilor de eforturi, muchiile găurilor vor fi teșite la capete.
Pentru a putea monta volantul , în partea din spate arborele cotit va avea o flanșa ce
permite fixarea volantului pe arbore. În partea din față , se vor monta fulii, care prin mișcarea
lor de rotație vor transmite prin intermediul curelelor mișcarea la nivelul sistemelor auxiliare
ale motorului.
Aleg soluția de echilibra j cot cu cot a arb orelui cotit, adică vor fi plasate
contragreutăți pe fiecare braț al arborelui. Aceasta soluție chiar daca duce la creșterea masei motorului, permite coborârea frecvenței de rezonanță, fapt ce mărește silențiozitatea
motorului și deci a confortului pasager ilor. Un alt avantaj pe care îl prezintă aceasta soluție
este ca lagărele sunt descărcate complet.

Cap.3 Proiectarea generală a suba nsamblului din tema de proiect
3.1 Determinarea paramaetrilor necesari calculului de trac țiune
3.1.1 Pre gatirea autoturismului
Pentru a avea o relevanță in mom entul în care se compară perfor manțele a două sau a mai
multor autoturisme, acestea tre buiesc testate in condiții asemă nătoare. Pentru încercarea la
viteză maximă, autovehiculul tre buie sa împlinească câteva cond iții impuse prin norme
legislative. Autovehiculul încer cat trebuie sa f ie pregătit ast fel[22]:
y
yyyy
yy
y
y
yyconfigurația aspectul ui si echiparea tre buie sa corespunda docu mentației tehnice;
trebuie sa fie curățat, să aibă geamurile închise, iar prizele de aer închise;
autovehiculul trebuie sa aibă rodajul făcut;se verifica presiunea în pneuri;se verifica si se reglează sistem ul de rulare, de direcție si d e frâna, cursa pedalei de
frâna, accelerația, ambreiajul;se verifica volumele de ulei, l ichidul de răcire, lichidul de f râna, lichidul pentru spălarea
parbrizului;se oprește sistemul de vent ilație si aerul condiționat;
subansamblurile principale se a duc la temperatura nominala de f uncționare prin
efectuarea unui rulaj în prealabil;se lestează autovehiculul c u maximul dintre 180kg sau jumătate din sarcina utila;
se montează traductoare;se amplasează componentele sist emului de achiziții de date;
Așadar, pentru atingerea vitezei maxime prevăzute în tema de pr oiect (215km/h), autovehicul
trebuie sa fie lestat cu o m asă de 300 kg, la care se adaugă o masă de 75kg (68kg sofer+7 kg
bagaje), astfel masa totala a au tovehiculului în momentul încer cării va avea o valoare de
iar greutatea de
≔m'a =++1400kg300kg75kg1775kg ≔G'a=⋅m'ag17.407kN
3.1.2 Determinarea rezisten ței la rular e
Datorită elasticității pneului la contactul dintre acesta și ca lea de rulare, apar modificări
ale formei sale ce conduc la pi erderi prin histerezis (fenomen ce constă în pierderea energiei
prin frecările intermoleculare) . Pentru calculul de rezistența la rulare trebuie să se țină cont de
mai mulți factori, precum: neregul aritățile caii de rulare, for ma, înălțimea și dispunerea
acestora (aceste nere gularități amplifică fenomenul de histerez is ce conduce la creșterea
rezistenței la rulare), star ea căii de rulare (un drum cu un co eficient de frecare mai mic, datorat
spre exemplu din cauza unei cai de rulare umede, duce la scăder ea aderenței și implicit la
creșterea rezistenței la rular e), presiunea din pneuri (o presi une mare înseamnă o pată de
contact mai mica și deci o reziste nță mai mică și invers), tipu l roții (la roțile motoare rezistența
la rulare este mai mare), tipul pneului (cele în construcție ra dială prezintă în exploatare o
rezistență mai mică). Pentru dete rminarea analitică a rezistenț ei la rulare se folosesc expresii
matematice, iar coeficientul de r ezistență se determină experim ental pe calea de rulare sau pe
stand. Întrucât nu avem acces la st andul de încercări valorile coeficientului f vor fi scoase din
fig.3.1. [11]
28

Fig.3.1 Variația coeficientului de rezistență la rulare în func ție de viteză [11]
Pentru alegerea anvelopelor ne folosim de tipodimensiunile anve lopelor folosite pe
modelele similare studiate. Se observă in fig3.2 că majoritatea autovehiculelor au anvelope al
căror diametru de așezare pe j anta e de 17 inch, iar lățimea si raportul de aspect al acestora
variază intre 2 valori (215-225/50- 55). Un alt aspect foarte im portant în alegerea anvelopelor
este indicele de viteză si de sar cină. Ținând cont ca autovehic ulul trebuie sa atingă o viteza de
215km/h si ca masa acestuia nu t rebuie sa depășească 2000kg (co nform Cap.1) consultăm
tabelele 3.1 si 3.2 pentru a alege indicii doriți, dar ținem co nt si de modelele utilizate pe
autoturismele studiate în Cap.1. Anvelopele alese, atât pentru rotile din față cat si pentru cele
din spate sunt de tipul 215/55 R17 V 98
Fig.3.2 Histograme tipodimensiuni anvelope
29

Tabel 3.1 Indicii de sarcina al anvelopelor [30]
Tabel 3.2 Indicii de viteza al anvelopelor [30]
Cunoscând valorile coeficientulu i de rezistență la rulare, greu tatea autovehiculului si
unghiul de înclinare al drumului putem afla forța de rezistență la rulare. Având în vedere ca
încercarea de viteza maxima se real izează conform standardelor, adică în palier, înseamnă ca
unghiul de inclinare a l drumul este nul.
Rezisteanța la rulare: ≔Rrul⋅⋅fGacos((α)) (3.1) |
|=>|≔R
rul⋅fGa (3.2)
≔α0
Puterea necesară învingerii reziste nței la rulare se poate calcula înmulțind valoarea
rezistenței la rulare cu viteza . Astfel putem afla puterea nece sara la roată pentru a se atinge
viteza V(care are ca va loare maximă, în cazul autovehiculului p roiectat 215km/h)
Puterea necesară învingeri i rezistenței la rulare:
(3.3)
≔Prul⋅RrulV
Valorile rezistenței la rulare si a puterii necesare învigerii acesteia sunt prezen tate în tabelul 3.3.
30

3.1.3 Determinarea rezisten ței aerului
''Rezistența aerului reprezintă forța aerodinamică longitudinal ă, Fax, sensul ei de acționare
fiind întotdeauna opus sensului vi tezei de deplasare a autovehi culului. Este aplicată în centrul
de presiune (metacentrul) frontal.''[11]
Rezistența aerului are valori r elativ mici la viteze mici, însă la viteze mari ajunge la valori
ridicate, reprezentând principalu l factor ce determină necesita tea unui motor puternic în cazul
în care se dorește ca autovehi culul sa atingă o viteza maxima r idicată. Aceste valori mari ale
rezistenței aerului se datorează faptului că aceasta rezistența crește cu pătratul vitezei, iar
puterea necesară învingerii aces tei rezistențe depinde de vitez a autovehiculului ridicata la
puterea a-3-a. Rezistența aerul ui mai depinde de 4 factori impo rtanți: densitatea aerului, viteza
vântului, coeficientul de aerodina micitate si aria frontala a a utovehiculului. Conform
standardelor, testele de încerca re la viteza maxima se fac în a numite condiții[22]:
y
yyyyviteza vântului sa fie de maxim 3m/s, iar rafalele de vânt sa n u depășească 5m/s;
umiditatea relativă a aerului sa fie de maxim 95%;sa nu existe precipitații;presiunea atmosferică a aer ului sa fie de minim 91kPa;
densitatea aerului sa aparțină i ntervalului ±7.5%(unde este den sitatea aerului
ρ0 ρ0
măsurata la nivelul mării la temperatura t=15 ); °C
Pentru aflarea rezistenței teor etice a aerului se adoptă valori pentru anumiti parametri:
viteza vântului: ≔vv0――km
h,densitatea aerului: ≔ρa1225――kg
m3
Coeficientul de aerodinamicitate variază în funcție de forma ca roseriei si a modului în care
aerul ''curge'' pe langa aceasta. Deoarece nu avem înca forma c aroseriei bine definită,
coeficietul de aerodinamicitate se alege în funcție de valorile obținute la autovehiculele studiate
în cap.1.Coeficientul de a erodinamicitate adoptat: ≔cx0.27
Această valoare a fost aleasă, deoarece a fost valoarea întalni tă cel mai des. Aria frontală se
poate determina prin metoda graf ică, sau prin intermediul unor formule.
yDeterminarea ariei frontale prin metoda grafică
Utilizand modelul numeric realizat în Autocad, și a comenzilor ajutătoare ale acestui
program (measuregeom sau area) put eam afla foarte ușor aria fro ntală a autovehicululi.
3.3 Aria frontala a autovehiculului
31

Determinarea ariei frontale pri n calcul se poate face cu ajutor ul a două formule[11]:
a) coeficientul de corecție: ≔kA1 Considerând = 1, eroarea este +5 … 10% kA
ecartamentul față: ≔Ef1552 mm
înalțimea maximă: ≔Ha1482 mm
aria frontală: ≔A2 =⋅⋅kAEfHa2.3m2(3.4)
b) latimea de gabarit: ≔la1867 mm
înalțimea de amplasare a ba rei de protectie din fata: ≔hb168.5 mm
numărul de pneuri la putea din spate: ≔Np2
lațimea secțiunii anvelopei: ≔Bu215mm
coeficient de corecție a forme i secțiunii transversale: ≔cf1 , eroarea este de maxim 3…5%
aria frontală: ≔A3 = +⋅⋅cfla⎛⎝−Hahb⎞⎠⋅⋅NpBuhb2.525 m2(3.5)
În urma analizării celor 3 valori obținute pentru aria frontală , se adopta:
aria frontală: ≔A2.35m2
Cunoscand toți parametrii ne cesari, putem să calculăm :
Rezistența aerului: ≔Ra――――⋅⋅⋅ρaAcxV2
2(3.6)
Puterea necesară învingerii rezistenței aerului: ≔Pa⋅RaV (3.7)
Valorile rezistenței aerului ș i a puterii necesare invigerii ac esteia sunt prezentate în tabelul 3.3.
3.2 Determinarea puterilor necesare invin gerii rezisten țelor la înaintar e
Rezistența la înaintare este o s umă de 4 rezistente: rezistența la rulare, rezistența la panta,
rezistența aerului si rezisten ța la accelerare. Având în vedere ca puterea maxima rezistentă se
regăsește la viteza maximă, rezist entele la panta(încercarea se face în palier) si cea la accelerare
(viteza maxima→viteza constanta→ acceleratie=0) vor fi nule. Așad ar, rezistența la înaintare si
puterea necesara învingerii aceste i rezistent au următoarele fo rmule:
Rezistenta la inaintare: ≔Rrez+RrulRa (3.8)
Puterea rezistenta: ≔Prez+PrulPa (3.9)
Întrucat atât rezistențele, cât si puterile cresc o data cu vit eza, valorile maxime se regasesc la
viteza maxima(215km/h) si au urmatoarele valori:
-valoarea maxiamă a rezistenței la rulare: = max⎛⎝Rrul⎞⎠0.318 N
-valoarea maxiamă a r ezistenței aerului: = max⎛⎝Ra⎞⎠1.386 N
-valoarea maxiamă a rez istenței la înaintare: = max⎛⎝Rrez⎞⎠1.704 N
-valoarea maxiamă a puterii nece sare învingerii rezistenței la rulare: = max⎛⎝Prul⎞⎠18.973 kW
-valoarea maxiamă a puterii nece sare învingerii rezistenței ae rului: = max⎛⎝Pa⎞⎠82.784 kW
-valoarea maxiamă a puterii nece sare învingerii rezistenței la înaintare: = max⎛⎝Prez⎞⎠101.757 kW
Valorile obținute sunt trecute în tabelul 3.3
32

Tabelul 3.3 Variația forțelor re zistente si a puterilor necesa re învingerii acestora în funcție de
viteza autovehiculului
2030405060708090100
010110
40 60 80 100 120 140 160 180 200 02 0 220101.757
18.97382.784215
Prez((kW))
Prul((kW))
Pa((kW))V⎛
⎜⎝――km
h⎞
⎟⎠
Fig.3.4 Variația puterilor rezist ente în funcție de viteza auto vehiculului
33

3.3 Estimarea randame ntului transmisiei
Toate valorile din tabelul 3.3 sunt forțele rezistente si puter ile necesare la roată. Pentru a afla
puterea necesară la motor trebui e sa știm randamentul transmisi ei. Acest randament este
influențat de mai multi factori:
-de momentul transmis -de tipul lagărelor
-de temperatura si calitat ea lubrifiantului -de calit atea asamblarilor
-de tipul de angrenaje
Valorile randamentului transmisi ei se estimeaza conform lucrari i[23]:
-randamentul lagărelel or din butucii roților: ≔η1= 0.99540.98
-randamentul semiarborilor planetari: ≔η21
-randamentul diferențialului: ≔η31 (deoarce autovehiculul se deplasează in palier)
-transmisiei principale: ≔η40.99
-randamentul schimbatorului de viteze: ≔η50.99
-randamentul ambreiajului mecanic: ≔η61
-randamentul total al transmisiei: ≔ηt =⋅⋅⋅⋅⋅η1η2η3η4η5η60.961
Cunoscându-se valoarea puterii nece sare învingerii rezsistențel or la înaintare la roată și
randamentul transmisiei , se poa te determina puterea necesară l a motor.
≔Pm =―――max⎛⎝Prez⎞⎠
ηt105.925 kW (3.10)
În realitate, puterea efectivă a mo torului este mai mare decat puterea necesară atingerii
vitezei maxime, de aceea pentru a flarea puterii efective maxime trebuie sa corectăm valoarea
obținuta cu un coeficient Є [11]: ζ((−1.05 1.25))
Valoarea adoptată a coeficientului : ζ≔ζ1.05
Turația motorului pentr u atingerea vitezei maxime: ≔ nV. m a x=⋅nPζ6300 rpm (3.11)
Puterea maximă efectivă a motorului: ≔ Pe.max =⋅Pmζ111.222 kW (3.12)
Se observă că valoarea obținută se regăsește în intervalul form at de puterile motoarelor
autovehiculelor similare ana lizate. Întrucât 5 modele au putere a maximă de 112 kW si țind cont
de faptul că valoarea obținuta es te foarte apropiată de aceasta , se adoptă valoarea puterii
efective maxime a motorului ce urmează sa fie proiectat de . ≔Pe.max112kW
Figura 3.5 Randamentele transmisiei mecanice
34

3.4 Predeterminarea caracterist icii la sarcina totala a motorul ui necesara atin gerii vitezei
maxime
Pentru predeterminarea caracteris ticii la sarcină totală a moto rului necesară atingerii vitezei
maxime este nevoie să alegem pa rametrii de functionare. Ținand cont de valorile prezentate în
lucrarea[11], dar si de valorile m odelelor similare prezentate în Tabelul 1.5, valorile adoptate
sunt:
-Turația de putere maximă :≔nP6000 rpm
-Turația de moment maxim :≔nM3750 rpm
-Turație minimă motor :≔nmin 800rpm
-Turație maximă motor :≔nmax 7000 rpm
-Coeficientul de elas ticitate al motorului: ≔ce=―nM
nP0.625 (3.13)
-Coeficientul de adapt ibilitate al motorului: ≔ca1.15 ,valoare adoptata conform [11]
Cunoscând și se construiesc curb ele caracteristice motorului cu ajutorul urmatoarelor ceca
formule[11]:
≔α' = ――――――−ce2⋅ca⎛⎝−⋅2ce1⎞⎠
⎛⎝−1ce⎞⎠20.733 (3.14)
≔α'' = ―――――+−⋅2ce2⋅3ceca
⎛⎝−1ce⎞⎠20.4 (3.15)
≔β' = ――――⋅⋅2ce⎛⎝−ca1⎞⎠
⎛⎝−1ce⎞⎠21.333 (3.16)
≔β'' = ――――−−3⋅2cace2
⎛⎝−1ce⎞⎠22.2 (3.17)
≔γ' =―――−ca1
⎛⎝−1ce⎞⎠21.067 (3.18)
≔γ'' = ――――−2⎛⎝+ceca⎞⎠
⎛⎝−1ce⎞⎠21.6 (3.19)
35

Puterea si cuplul motorului la di ferite turații se calculează c u urmatoarele formule[11]:
≔P⋅ Pe.max⎛
⎜⎝− +⋅α''―n
nP⋅β''⎛
⎜⎝―n
nP⎞
⎟⎠2
⋅γ''⎛
⎜⎝―n
nP⎞
⎟⎠3⎞
⎟⎠(3.20)
≔M―P
n(3.21)
Valorile obținute sunt trecu te în tabelul 3.4 și se realizează un grafic cu dependența dintre
turația motorului si puterea /cuplul acestuia (Figura3.6)
Valorile limită ale momentul ui/puterii motorului sunt:
Momentul maxim: = max((M))206.061⋅Nm
Momentul minim: = min((M))118.519⋅Nm
Puterea maxima: = max((P))112kW
Puterea minima: = min((P))9.929 kW
Se observă că puterea motorului e ste foarte mică la turații sca zute, ajungând la turația de
7000rpm să iși mărească puterea de peste 11 ori, cuplul variază si el, însă raportul dintre
valoarea minimă si cea m aximă este mai mic de 2.
Tabelul 3.4 Puterea si cuplul mot orului în funcție de turație
36

Figura 3.6 Dependența dintre turaț ia motorului si puterea/cuplu l acestuia
3.5 Determinarea raportului transmisiei principal e
Conform regulilor de proiectare, pe ntru determinarea raportului transmisiei principale se
consideră că viteza maximă se obț ine în treapta de priză direct ă pentru schimbătoarele de viteze
cu 3 arbori, sau la o valoare apr opiata de 1(valoare unitara). 90% din modelele analizate au
motorul dispus transversal, l ucru ce presupune folosirea unui s chimbător de viteze cu 2 arbori.
Jumătate din autovehiculele similare au schimbător automat cu 7 trepte, iar cealaltă jumătate au
schimbător manual cu 6 trepte. S oluția aleasa pentru autovehicu lul ce urmează sa fie proiectat
va fi schimbătorul de viteze cu 2 a rbori cu acționare manuala, având 6 trepte. Treptele 5 si 6 vor
fi trepte de supraviteza (pentr u reducerea consumului de carbur ant), iar treapta a-4-a va fi
treapta în care se va atinge vit eza maximă. Conform lucrarii [2 5], se alege valoarea raportului
de transmitere în treapta a-4-a : ≔iSV41.03
Pentru determinarea raporului t ransmisiei principale este nevoi e sa se cunoască raza de
rulare a roții. Conform punctu lui 3.1.2 pneurile alese sunt 215 /55 R17 V 98.
Diametrul de asezare al pneului pe janta :≔Das= 17in431.8 mm
Înalțimea secțiunii trasversale a anvelopei: ≔H =⋅ 215mm――55
100118.25 mm (3.22)
Raza liberă a pneului :≔r0 = ――――⎛⎝+Das⋅2H⎞⎠
2334.15 mm (3.23)
Coeficientul de deformare al anvelopei :≔λ0.95 , se alege conform lucrarii [11]
Raza statică a anvelopei :≔rr=⋅r0λ317.443 mm (3.24)
Predeterminarea raportului de tra nsmitere al transmisiei princi pale se face cu urmatoarea
formulă[25]:
37

≔ i0predet =―――⋅ nV. m a x rr
⋅ VmaxiSV43.405 (3.25)
Raportul de transmitere predet erminat având o valoare mai mică d ecât 7, putem afirma că
transmisia principala este simp lă, cu o singură pereche de roți dințate aflate în angrenare. În
cazul transmisiei principale simp le = / . Pentru definitivarea rap ortului se vor alege 3 i0zczp i0
variante de perechi de numere de dinți, pornind de la valoarea pr edeterminată și de la schema
cinematică a transmisiei princi pale.[25]. Valorea numarului de dinți al pinionului se alege în
funcție de raportului de tra nsmitere, conform tabelului 3.5.
Tabelul 3.5 Numarul minim de dinți [25] zp
Ținand cont că în cazul angrenajel or fară dantură deplasată num arul minim de dinți pentru a
se evita fenomenul de interfe rență este 17, se aleg 3 valori al e numarului dinților pinionului:
una ce presupune deplasarea dant urii (15 dinți), una la limită (17 dinți) și una ce presupune un
număr mai mare de dinți (20 dinț i), urmând a se alege varianta care este cea mai avantajoasa,
fiind cea mai apropiata de valoar ea raportului de transmitere p redeterminat.
Nr. dinți pinion: ≔zp115 dinți ≔zp217 dinți ≔zp320 dinți
Nr. dinți coroană: ≔zc1 =⋅ i0predet zp151.068 ,aleg≔zc151 dinți
≔zc2 =⋅ i0predet zp257.878 ,aleg≔zc258 dinți
≔zc3 =⋅ i0predet zp368.091 ,aleg≔zc368 dinți (3.26)
Raportului de transmitere a l transmisiei principale :
≔i01=―zc1
zp13.4 ≔i02=―zc2
zp23.412 ≔i03=―zc3
zp33.4 (3.27)
-Verificare-
a) Eroarea relativă a valorii ef ective față de cea predeterminat ă:
≔ε1 = ―――――⋅ ||− i0predet i01||100
i0predet0.134
≔ε2 = ―――――⋅ ||− i0predet i02||100
i0predet0.212
≔ε3 = ―――――⋅ ||− i0predet i03||100
i0predet0.134 (3.28)
38

b) Calculul vitezei maxime și compa rarea valorilor cu cea stabilit ă în tema de proiect:
≔ V'max―――⋅ nV. m a x rr
⋅i0iSVi(3.29)
(3.30)
≔V1――⋅nrr
⋅i0iSVi
≔Pri ⋅⋅ηtPe.max⎛
⎜
⎜⎝− + ⋅α''――――⋅⋅ i0predet iSViV
⋅rrnP⋅β''⎛
⎜⎝――――⋅⋅ i0predet iSViV
⋅rrnP⎞
⎟⎠2
⋅γ''⎛
⎜⎝――――⋅⋅ i0predet iSViV
⋅rrnP⎞
⎟⎠3⎞
⎟
⎟⎠(3.31)
≔ V'max1 =―――⋅ nV. m a x rr
⋅i01iSV4215.288――km
h
≔V1=―――⋅nrr
⋅i01iSV40
⋮⎡
⎢⎣⎤
⎥⎦――km
h
≔Pr1 ⋅⋅ηtPe.max⎛
⎜
⎜⎝− + ⋅α''―――――⋅⋅ i0predet iSV4V1
⋅rrnP⋅β''⎛
⎜⎝―――――⋅⋅ i0predet iSV4V1
⋅rrnP⎞
⎟⎠2
⋅γ''⎛
⎜⎝―――――⋅⋅ i0predet iSV4V1
⋅rrnP⎞
⎟⎠3⎞
⎟
⎟⎠
≔ V'max2 =―――⋅ nV. m a x rr
⋅i02iSV4214.546――km
h
≔V2=―――⋅nrr
⋅i02iSV40
⋮⎡
⎢⎣⎤
⎥⎦――km
h
≔Pr2 ⋅⋅ηtPe.max⎛
⎜
⎜⎝− + ⋅α''―――――⋅⋅ i0predet iSV4V2
⋅rrnP⋅β''⎛
⎜⎝―――――⋅⋅ i0predet iSV4V2
⋅rrnP⎞
⎟⎠2
⋅γ''⎛
⎜⎝―――――⋅⋅ i0predet iSV4V2
⋅rrnP⎞
⎟⎠3⎞
⎟
⎟⎠
≔ V'max3 =―――⋅ nV. m a x rr
⋅i03iSV4215.288――km
h
≔V3=―――⋅nrr
⋅i03iSV40
⋮⎡
⎢⎣⎤
⎥⎦――km
h
≔Pr3 ⋅⋅ηtPe.max⎛
⎜
⎜⎝− + ⋅α''―――――⋅⋅ i0predet iSV4V3
⋅rrnP⋅β''⎛
⎜⎝―――――⋅⋅ i0predet iSV4V3
⋅rrnP⎞
⎟⎠2
⋅γ''⎛
⎜⎝―――――⋅⋅ i0predet iSV4V3
⋅rrnP⎞
⎟⎠3⎞
⎟
⎟⎠
Rezultatele obținute, sunt trecute în tabelul 3.6.
Atât prima, cât si a-3-a variantă au aceeași eroare, însa se al ege prima combinație de valori,
deoarece avand un numar mai mic de di nți, roțile dințate vor av ea si un diametru mai mic, adică
o dimensiune si o masă mai mică . Numarul de dinți ai pinionului vor fi ,iar ai coroanei ≔zp115
39

.≔zc151
Figura3.7 Influența raportului de transmitere asupra curbei car acteristice
Tabelul 3.6. Variația puterilor l a roată în funcție de viteză
40

3.6 Calculul termic al m otorului proiectat
3.6.1 Metoda de calcul
Calculul termic constă în determ inarea mărimilor de stare ale c iclului motor în scopul
trasării diagramei indicate. Pot fi determinate mărimile caract eristice ale ciclului (presiunea
medie indicată și efectivă, cons umul specific de combustibil, e tc.), dimensiunile fundamentale
ale motorului (alezajul D și cursa S).[27]
Se adoptă pentru demararea calculu lui metoda simplificată, pent ru un ciclu semi-real, ciclul
de referința, din care prin rotunj iri, se obține diagrama indic ata reală.[27]
Pentru calculul termic trebuie c onsiderat regimul cel mai solic itant pentru motor, adică
regimul de putere efectiva maxima , putere ce se atinge la tura tia . ≔Pe112kW ≔nP6000 rpm
3.6.2 Calculul procesului de admisi e
Pentru calculul procesului de a dmisie, trebuiesc adoptate catev a marimi de stare inițiale,
precum presiunea inițială, care se consideră a fi presiunea atm osferică standard
și temperatura standard l a densitatea aerului , ≔p0= 1atm⎛⎝⋅ 1.013 105⎞⎠Pa ≔ρa1225――kg
m3
adică . Raportul de comprimare se adoptă sa fie egal cu cel al autoturismului Audi ≔T0298K
A4, adică .≔ε10.5
În cazul motorului s upraalimentat, măr imile de stare de la intr are in tubulatura de admisie
diferă de cele ce ajung in cili ndru. Conform referintei[26], pr esiunea de supraalimentare este de
. Considerand procesul de compr imare in agregat un proces ≔ps= 1.5bar⎛⎝⋅1.5 105⎞⎠Pa
politropic se obtine:
Coeficient politropic pe ntru compresor racit:
≔ms1.8 ,valori recomandate (1.4…1.8) [27]
Scăderea de temperatu ră în intercooler:
≔ΔTrăcire 20K,valori recomandate ( … ) [27] 20K110K
Temperatura gazelor de supraalimentare:
≔Ts =−⋅T0⎛
⎜⎝―ps
p0⎞
⎟⎠―――−ms1
ms
ΔTrăcire 334.763 K,valori recomandate ( … ) [27] 330K400K ((3.32))
Cresterea de tempereatura:
≔ΔT45K,valori recomandate ( … ) 10K45K
Temperatura gazelor la intrarea in cilindru: ≔Ts'=+TsΔT379.763 K ((3.33))
41

La începutul cursei de admisie în cilindru se află kilomoli de gaze arse reziduale, care Ng
ocupă volumul camerei de ardere , având presiunea și temperatur a . Aceste valori se Vc pg Tg
aleg din date statistic e, conform[27]. Presiunea la sfârsitul p rocesului de admisie se alege tot
din date statistice.
Presiunea la sfa rsitul admisiei:
≔pa=⋅0.98 ps⎛⎝⋅1.47 105⎞⎠Pa,valori recomandate ( … ) [27] ⋅0.91ps⋅0.985ps ((3.34))
Presiunea gazelo r arse reziduale:
≔pg=⋅0.9ps⎛⎝⋅1.35 105⎞⎠Pa ,valori recomandate ( … ) [27] ⋅0.7ps⋅0.9ps ((3.35))
Temperatura gazelor reziduale:
≔Tg900K ,valori recomandate ( … ) [27] 900K1100K
Coeficientul adiabatic:
≔k1.4 ,valoare adoptată conform[26]
Coeficientul de umplere:
≔ηv = ――――――――− ⋅pa((+ε⋅((−k1))((−ε1))))pg
⋅⋅⋅ps((−ε1))k―Ts'
Ts0.869 ,valori recomandate (0.75…1.05) [27]((3.36))
Coeficientul de gaze reziduale:
≔γ =⋅⋅⋅―pg
ps―1
ηv――1
−ε1―Ts'
Tg0.046 ,valori recomandate (0.06…0.18) [27] ((3.37))
Temperatura gazelor la sfârșitul admisiei:
≔Ta =⋅⋅⋅⋅―pa
ps―1
ηv――ε
−ε1――1
+γ1Ts398.834 K,valori recomandate ( … ) [27] 330K400K ((3.38))
3.6.3 . Calculul procesului de comprimar e
Coeficient politropic: ≔mc1.28 ,valori recomandate (1.28…1.37) [27]
Presiunea la sfârș itul comprimarii:
≔pc=⋅paεmc⎛⎝⋅ 2.982 106⎞⎠Pa,valori recomandate ( … ) [27] ⋅21 06Pa⋅3.5 106Pa ((3.39))
Temperatura la sfârșitul comprimarii:
≔Tc =⋅Taε−mc1770.417 K,valori recomandate ( … ) [27] 650K850K ((3.40))
42

3.6.4 Calculul procesului de arder e
Având în vedere că pentru atinge rea vitezei maxime motorul este solicitat la maxim,
valoarea coeficientul de exces de aer este subunitară. Se adopt ă .(valori recomandate ≔λ0.85
(0.85…0.95) [27]).
Compozitia benzinei [27]:
≔c0.854――kgC
kg≔h0.142――kgH
kg≔o0.004――kgO
kg
Aerul necesar arderii la dozaj stoechiometric:
≔Ltaer = ⋅――1
0.21⎛
⎜⎝−+―c
12―h4―o
32⎞
⎟⎠0.507――kmol
kg((3.41))
Cantitatea reală de aer:
≔L=⋅Ltaerλ0.431――kmol
kg((3.42))
Numarul de Kmoli de produși:
≔ NCO2 = −―c
12⋅⋅0.42((−1λ))Ltaer 0.039――kmol
kg((3.43))
≔NCO =⋅⋅0.42((−1λ))Ltaer 0.032――kmol
kg((3.44))
≔ NH2O=―h
20.071――kmol
kg((3.45))
≔NN2 =⋅⋅0.79λLtaer 0.341――kmol
kg((3.46))
Cantitatea totală de produși de ardere:
≔Nf =+++ NCO2 NCO NH2O NN20.483――kmol
kg((3.47))
Puterea calorică inferioară: ≔Hi43529―kJ
kg,conform [27]
Caldura degajată din arderea combustibilului:
≔Qinc = −Hi ⋅⋅⋅ 119538((−1λ))Ltaer――kJ
kmol⎛⎝⋅ 3.443 104⎞⎠―kJ
kg((3.48))
Coeficientul de ut ilizare a căldurii: ≔ξz0.8 ,valori recomandate (0.8…0.95) [27]
Coeficientul de variație molară: ≔μch=―Nf
L1.12 ((3.49))
43

Coeficientul real de variație molară ≔μ=――+μchγ
+1γ1.114 ((3.50))
Participațiile molare ale gazelor arse:
≔rCO2=――NCO2
Nf0.081 ≔rCO=――NCO
Nf0.066≔rN2=――NN2
Nf0.706 ≔ rH2O=――NH2O
Nf0.147((3.51))
Tabelul 3.7 Energia internă specifica molară
= UCO2.Tc 21314――kJ
kmol= UCO.Tc 14853――kJ
kmol= Ugaz.Tc 15837.745――kJ
kmol
= UH20.Tc 18347――kJ
kmol= UN2.Tc 14777――kJ
kmol= Uaer.Tc 14886――kJ
kmol
Energia internă a gazelor:
≔Uz = + ――――⋅ξzQinc
⋅⋅μL((−1γ))―――――+ Uaer.Tc⋅γUgaz.Tc
⋅μ((+1γ))73476.322――kJ
kmol((3.52))
= Ugaz1 73316.831――kJ
kmol= Tgaz1 2604.812 K
= Ugaz2 76631.373――kJ
kmol= Tgaz2 2604.812 K
Temperatatura la sfaritul arderii:
≔Tz = + Tgaz1 ⋅ ⎛⎝−UzUgaz1⎞⎠――――− Tgaz2 Tgaz1
− Ugaz2 Ugaz1⎛⎝⋅ 2.6048 103⎞⎠K ((3.53))
Raportul de crestere a presiunii: ≔λp=⋅μ―Tz
Tc3.768 ((3.54))
44

Presiunea la sfâ rșitul arderii: ≔p'z=⋅pcλp⎛⎝⋅ 1.123 107⎞⎠Pa ((3.55))
Coeficient de corecție: ≔c0.8 (acest coeficient ține seama de faptul că in realitate
arderea nu este un proces izocor)
Presiunea reală la sfârșitul arderii:
≔pz=⋅p'zc⎛⎝⋅ 8.987 106⎞⎠Pa,valoare recomandata < [27]107Pa ((3.56))
3.6.5 Calculul procesului de destinder e
Coeficent politropic destindere: ≔md1.3 ,valori recomandate (1.25…1.35)
Presiunea la sfârș itul destinderii:
≔pb =⋅pz⎛
⎜⎝―1
ε⎞
⎟⎠md⎛⎝⋅ 4.227 105⎞⎠Pa,valori recomandate ( … ) [27] ⋅31 05Pa⋅61 05Pa ((3.57))
Temperatura la sfârșitul destinderii:
≔Tb =⋅Tz⎛
⎜⎝―1
ε⎞
⎟⎠−md1
⎛⎝⋅ 1.287 103⎞⎠K ,valori recomandate ( … ) [27] 1200K1700K ((3.58))
3.6.6. Calculul mărimilor caracteri stice ale ciclului de referi ntă
≔φp0.3,valori recomandate (0.2…0.4)
Presiunea medie indicată a ciclului de referință:
≔pi' = − ⋅――⋅paεmc
−ε1⎛
⎜⎝− ⋅――+λp1
−md1⎛
⎜⎝−1――1
ε−md1⎞
⎟⎠⋅――1
−mc1⎛
⎜⎝−1――1
ε−mc1⎞
⎟⎠⎞
⎟⎠⋅φp⎛⎝−pgpa⎞⎠⎛⎝⋅ 1.987 106⎞⎠Pa((3.59))
≔RM8.314―――kJ
⋅ kmol K,valoare adoptată conform [27]
≔ηi' =⋅RM―――⋅⋅pi'LT0
⋅⋅psηvHi0.374 ((3.60))
3.6.7 Calculul mărimilor caract eristice ale ciclului real
Coeficient de plenitudine al diagramei:
≔ηd0.92 ,valori recomandate (0.92…0.97) [27]
45

Presiunea medie indicată : ≔pi=⋅ηdpi'⎛⎝⋅ 1.828 106⎞⎠Pa ((3.61))
Randamentul indicat: ≔ηi=⋅ηi'ηd0.344 ,valori recomandate (0.26…0.35) [27]((3.62))
Consumul specific indicat:
≔ci=――1
⋅ηiHi240.268―――gm
⋅kW hr((3.63))
Randamentul mecanic: ≔ηm0.88 ,valori recomandate (0.79…0.9) [27]
Presiunea medie efectivă:
((3.64))
≔pe=⋅ηmpi⎛⎝⋅ 1.609 106⎞⎠Pa
Randamentul efectiv: ≔ηe=⋅ηiηm0.303 ,valori recomandate (0.25…0.32) [27]((3.65))
Consumul efectiv:
≔ce=――1
⋅ηeHi273.032―――gm
⋅kW hr,valori recomandate ( … ) [27] 235―――gm
⋅kW hr325―――gm
⋅kW hr((3.66))
3.6.8 Calculul dimensiunilor fu ndamentale ale motorului
Numărul de timpi ai motorului: ≔τ4
Număr de cilindri: ≔i4
Raportul cursă-diametru: ≔ψ1.07
Diametrul cilindrului: ≔D =‾‾‾‾‾‾‾‾ 3
――――⋅⋅4τPe
⋅⋅⋅ψpeinP74.54 mm ((3.67))
Cursa pistonului: ≔S=⋅Dψ79.758 mm ((3.68))
Aleg: ≔D74.5 mm ≔S80mm
Viteza medie a pistonului: ≔wpm=――⋅SnP
π16―m
s((3.69))
Cilindreea unitara: ≔Vs =――⋅πD2
4S0.349 L ((3.70))
Puterea efectivă recalculată: ≔Pe' = ――――⋅⋅⋅peVsinP
⋅πτ112.219 kW ((3.71))
Eroarea: ≔ε2 =⎛
⎜⎝―――−PePe'
Pe⎞
⎟⎠−%0.19533 ,valori recomandate <3% [27] ((3.72))
Cilindreea totala: =⋅iVs1.395 L ((3.73))
46

Tabelul 3.8 Valorile presiunii și ale volumului din cilindru in funcție de poziția arborelui cotit
Figura 3.8 Diagrama indicat ă a motorului proiectat
47

3.6.9. Bilantul ener getic al motorului
Caldura disponibilă: ≔Q =⋅⋅cePe'Hi⎛⎝⋅1.334 106⎞⎠―kJ
hr((3.74))
Caldura transformată in lucru mecanic efectiv: ≔Qe=⋅ηeQ⎛⎝⋅4.04 105⎞⎠―kJ
hr((3.75))
≔Qr = ⋅ ⋅⋅⋅⋅⋅0.3972iD '1.73S'0.575n'0.71⎛
⎜⎝+1⋅1.5―S'
D'⎞
⎟⎠((−ε1))−0.286
⋅2.72324 105((3.76))
≔Qr=Qr―kJ
hr⎛⎝⋅2.723 105⎞⎠―kJ
hr
Caldura evacuată de gazele de ardere:
≔Tev = ⋅Tb⎛
⎜⎝―ps
pb⎞
⎟⎠―――−md1
md
⎛⎝⋅1.013 103⎞⎠K ((3.77))
Temperatura la sfarșitul destinderii: =Tb⎛⎝⋅1.287 103⎞⎠K
Tabelul 3.9 Entalpia molară speci fică la temperatura de evacua re a gazelor
Entalpia molară specifică la temp eratura de evacuare a gazelor :=Ig.Tev⎛⎝⋅2.406 104⎞⎠――kJ
kmol
Tabelul 3.10 Entalpia specifică mo lară la temperatura de la sfa rsitul destinderii
=Ig.Tb⎛⎝⋅3.186 104⎞⎠――kJ
kmol
≔Tg' =―――+TevTb
2⎛⎝⋅1.15 103⎞⎠K ((3.78))
48

≔Ig.Tev.Tb = +Ig.Tev ⋅⎛⎝−Tg'Tev⎞⎠――――−Ig.TbIg.Tev
−Tg'Tev⎛⎝⋅3.186 104⎞⎠――kJ
kmol((3.79))
Temperatura gazelor la intrarea in cilindru: =Ts'379.763K
Temperatura gazelor de supraalimentare: =Ts334.763K
Tabelul 3.11 Entalpia specifică m olară la temperatura gazelor d e supraalimentare și a
temperaturii gazelor la intrarea in cilindru
=ITs'⎛⎝⋅1.142 104⎞⎠――kJ
kmol=ITs⎛⎝⋅1.004 104⎞⎠――kJ
kmol
≔I0.Ts.Ts' = +ITs ⋅⎛
⎜⎝−―――+Ts'Ts
2Ts⎞
⎟⎠―――−ITs'ITs
−Ts'Ts⎛⎝⋅1.073 104⎞⎠――kJ
kmol((3.80))
= −⋅NfIg.Tev.Tb⋅LI0.Ts.Ts'⎛⎝⋅1.076 104⎞⎠―kJ
kg((3.81))
≔Qg =⋅⋅ ⎛⎝ +⋅NfIg.Tev.Tb⋅LI0.Ts.Ts'⎞⎠cePe⎛⎝⋅6.119 105⎞⎠―kJ
hr((3.82))
≔ΔQinc =⋅⋅⋅⋅⋅⋅119538((−1λ))Ltaer――kJ
kmolcePe10−3278.182―kJ
hr((3.83))
Căldura transformată in lucru mecanic efectiv:
≔qe =⋅―Qe
Q100 30.291 ,valori recomandate (22…45) [27] ((3.84))
Căldura evacuată prin sistemul de răcire:
≔qr =⋅―Qr
Q100 20.419 ,valori recomandate (15…35) [27] ((3.85))
Căldura evacuată cu gazele de ardere:
≔qg =⋅――Qg
Q100 45.879 ,valori recomandate (25…50) [27] ((3.86))
Căldura conținuta in gazele de e vacuare sub forma de energie ch imică, datorită
arderii incomplete:
49

≔Δqinc =⋅―――ΔQinc
Q100 0.021 ,valori recomandate (0…5) [27] ((3.87))
≔Qrez =−−−−QQeQrQgΔQinc⎛⎝⋅4.522 104⎞⎠―kJ
hr((3.88))
≔qrez =⋅――Qrez
Q100 3.391 ,valori recomandate (2…5) [27] ((3.89))
Verificare: =++++qeqrqgΔqincqrez100 ((3.90))
3.6.10 Calculul dinami c
Se alege tipul mecanismului normal axat.
Presiune carter: ≔ pcarter 105Pa
Raza manivelei: ≔R=―S
240mm ((3.91))
Lungime bielă: ≔L120mm
Raport rază mavivelă-lungime bielă: ≔Λ=―R
L0.333 ((3.92))
Viteza unghiulara : ≔ω=nP628.319――rad
s((3.93))
Densitatea materialului din car e e făcut pistonul : Figura 3.9 S chema
mecanismului biela – manivela[28] ≔ρ
p0.472――kg
dm3
Masa pistonului:
≔mp=⋅ρpD30.195 kg ((3.94))
Masa grupului piston-bolt-segmenti:
≔mgp=⋅1.3mp0.254 kg ((3.95))
Masa raportata a bielei(m asa biela/arie piston):
≔m'b0.09145――g
mm2
Masa bielei:
≔mb =⋅m'b――⋅πD2
40.399 kg ((3.96))
Masa bielei aflată in mișcare de translație:
≔mA =⋅ 0.725 mb0.289 kg ((3.97))
50

Masa bielei aflată i n mișcare de rotație:
≔mB =⋅ 0.275 mb0.11kg ((3.98))
Masa pieselor aflate i n mișcare de translație:
≔mtr =+mgpmb0.652 kg ((3.99))
Momentul rezultant mediu:
≔ Mrez.med ⋅ 180Nm ((3.100))
Figura 3.10
Fortele
rezultante din mecanismul biela – manivela
[28]Puterea efectiva recalculata:
≔Pe'' =⋅⋅ηmMrez.med nP113.097 kW ((3.101))
Eroarea: =⋅―――−Pe'' Pe
Pe''%100 %0.97 , valori recomandate <5% [27] ((3.102))
Scopul calculului dinamic este d e a determina variația forțelor și a momentelor ce acționează
în mecanismul bielă-manivelă. Ac este forțe și momente se calcul eaza cu urmatoarele formule:
Forța de presi une a gazelor:
≔Fg――⋅πD2
4⎛⎝−pgpcarter⎞⎠ ((3.103))
Forța de inerție a maselor cu mișcare de translație:
≔Fitr ⋅⋅⋅−mtrRω2⎛
⎜⎝――JB
⋅Rω2⎞
⎟⎠((3.104))
Forța totală ce acționează a supra mecanismului motor: ≔F+FgFitr((3.105))
Forța normală pe axa cilindrului: ≔N⋅Ftan((β)) ((3.106))
Forța ce generează moment motor:
((3.107))
≔T⋅F―――sin((+αβ))
cos((β))
Forța ce actionează radial in pl anul manivelei arborelui cotit:
≔Z⋅F――――cos((+αβ))
cos((β))((3.108))
Momentul motor pe cilindru: ≔M⋅TR ((3.109))
Valorile obținte sunt notate in Tabelul 3.11 .
51

Figura 3.11 Variația forțelor F,K,N în funcție de poziția arbor elui cotit
Figura 3.12 Variația momentulu i pe un cilindru în funcție de po ziția arborelui cotit
52

Figura 3.13 Variația forțelor T, Z în funcție de poziția arbore lui cotit
Figura 3.14 Diagrama polară a fusu lui maneton si diagrama de uz ură a acestuia
53

Figura 3.15 Variația forțelor , , F in functie de pozitia arbore lui cotit FgFitr
3.7 Calculul arborelui cotit
Pentru constructia arborelui cot it aleg material de tip otel ali at AISI 4340
Compozitie chimică: Iron, Fe 95.195 % – 96.33 %
Nichel, Ni 1.65 % – 2.00 %Crom, Cr 0.700 % – 0.900 %Mangan, Mn 0.600 % – 0.800 %Carbon, C 0.370 % – 0.430 %Molibden, Mo 0.200 % – 0.300 %Siliciu, Si 0.150 % – 0.300 %Sulf, S 0.0400 %Fosfor, P 0.0350 %
Rezistența la tracțiune 1000 MPa 145000 psi
Limita de curgere 650 MPa 94300 psiCoeficientul de elasticitate 190-210 GPa 2 7557-30458 ksi
Coeficient Poisson 0.27-0.30 0.27-0.30Alungire la rupere 22% 22%Gâtuire 50% 50%Duritate, Brinell 3003 3003
54

3.7.1 Predimensionarea arborelui cotit
Dimensiunile arborelui Domeniul de valori
diametrul fusului palier dp=(0,6…0,8)D
lungimea fusului palier lp=(0,45…0,6)dp
diametrul fusului maneton dm=(0,55…0,7)D
lungimea fusului maneton lm=(0,45…0,65)dm
grosimea brațului b=(1…1,25)D
latimea brațului h=(0,2…0,25)D
raza de racordare =(0,06…0,1)dp.mρp.m
Tabelul 3.12 Valorile recomandate ale principalelor dimensiuni ale arborelui cotit [27]
Figura 3.16 Principalele dimensiuni ale arborelui cotit și a fo rțelor ce acționează asupra lui [27]
Distanța dintre 2 fusuri palier: ≔l=⋅D1.2 89.4 mm ,aleg≔l89.35 mm
Diametrul fusului palier: ≔dp=⋅D0.75 55.875 mm ,aleg≔dp55.9 mm
Lungimea fusului palier: ≔lp=⋅dp0.6 33.54 mm ,aleg≔lp33.5 mm
Diametrul fusului maneton: ≔dm=⋅D0.7 52.15 mm ,aleg≔dm52.2 mm
55

Lungimea fusului palier: ≔lm =⋅dm0.65 33.93 mm ,aleg≔lm34mm
Grosimea brațului: ≔h=⋅D0.2 14.9 mm ,aleg≔h15mm
Lațimea brațului ≔b=⋅D1.2 89.4 mm ,aleg≔b90mm
Racordarea fus palier – braț: ≔ρp=⋅dp0.06 3.354 mm ,aleg≔ρp3mm
Racordarea fus maneton – braț: ≔ρm =⋅dm0.06 3.132 mm ,aleg≔ρm3mm
3.7.2 Proiectarea contra greutatilo r
Având în vedere că brațul se teșe ste în partea superioară pentr u scaderea masei ce contribuie
la forța de iinerție a pieselor aflate în miscare de rotație, g rosimea brațului în acestă zonă va
avea valoarea ≔h'=⋅0.7h10.5 mm
Densitatea materialului din care e confecționat arborele cotit: ≔ρ7.85――kg
dm3
Brațul are forma asemanatoare unui oval, așadar acesta e defini t de 2 semicercuri și distanța
dintre axe care este egală c u jumatate din valoarea cursei ≔R=―S
240mm
Raza superioară a brațului: ≔R1=⋅0.6dm31.32 mm ,aleg≔R132.2 mm ((3.110))
Raza inferioară a brațului: ≔R2=⋅0.6dp33.54 mm ,aleg≔R233.5 mm ((3.111))
Înalțimea pistonului: ≔Lp=⋅0.8D59.6 mm ((3.112))
Distanța de la capul pistonului la axa bolțului: ≔Hc=⋅0.7D52.15 mm ((3.113))
Pentru a preveni coliziunea dint re mantaua pistonului și contra greutate, se limiteaza
dimensiunea contragreutații pri n impunerea unei valori maxime a razei acesteia.
Distața adimisibilă între contragreutate și piston: ≔j1mm ,valori recomandate
(1mm…2mm) Valoare maximă ce o poate a vea raza contragreutații :
≔ R3max =+−−−LRjLpHc71.55 mm ((3.114))
Valoare aleasă a razei contragrutații: ≔R370mm
V olumul ocupat de partea superioară a brațului: ≔V1 =⋅――⋅πR12
2h'17.101 cm3((3.115))
Distanța de la axa de rot ație la centrul de masă: ≔α1 =+――⋅4R1
⋅3πR53.666 mm((3.116))
56

Momentul static : ≔S1 =⋅⋅ρV1α10.007⋅kg m ((3.117))
V olumul ocupat de partea inferioara a brațului: ≔V2 =⋅⋅⎛⎝+R1R2⎞⎠Rh 39.42 cm3((3.118))
Distanța de la axa de rot ație la centrul de masa: ≔α2=―R
220mm ((3.119))
Momentul static : ≔S2 =⋅⋅ρV2α20.006⋅kg m ((3.120))
V olumul ocupat de partea inferioara a brațului: ≔V3 =⋅――⋅πR32
2h115.454 cm3((3.121))
Distanța de la axa de rot ație la centrul de masa: ≔α3=―――⋅−4R2
3π−14.218 mm((3.122))
Momentul static : ≔S3 =⋅⋅ρV3α3−0.013⋅kg m ((3.123))
V olumul ocupat de fusul maneton: ≔Vm =⋅⋅―π
4dm2lm72.763 cm3((3.124))
Momentul static : ≔Sm =⋅⋅ρVmR0.023⋅kg m ((3.125))
Momentul static necesar: ≔Sc = +++S1S2S2――――⎛⎝+Sm⋅mAR⎞⎠
20.037⋅kg m ((3.126))
Forța necesară ≔Fc=⋅Scω214.523 kN ((3.127))
Forța de inerție a maselor a flate în miscare de rotație: ≔Fr= 2Fc29.045 kN((3.128))
Pentru determinarea razei contra greutații se pleacă de la valoa rea obținută a sinusului
unghiului , care rezultă în urma de terminarii mome ntului static necesar. ϕ
≔sinϕ = ――――――Sc
⋅⋅⋅ρ―2
3b⎛⎝−R33R23⎞⎠0.344 ((3.129))
, această valoare fiind mai mic ă de , conform [27], se alege ≔ϕ = asin⎛⎝sinϕ⎞⎠20.092 ° 75°
și se recalculează c u urmatoarea formulă: ≔ϕ75° R3
≔R3 =‾‾‾‾‾‾‾‾‾‾‾‾‾‾‾3+ ―――――Sc
⋅⋅⋅ρ―2
3bsin((ϕ))R2352.682 mm ((3.130))
Masa brațului:
≔mbr =⋅⋅⋅⋅―π
4bhlρ0.554 kg ((3.131))
Forța de inerție a brațului: ≔Fibr =⋅⋅−mbr―R
2ω2−4.371 kN ((3.132))
57

Masa contragreutații: ≔mcg =⋅⋅ ⋅h⎛⎝−R32R22⎞⎠ϕρ 0.255 kg ((3.133))
Distanța de la centrul de masă al contragreutații:
((3.134))
≔ρcg =⋅⋅―2
3―――−R33R23
−R32R22――sin((ϕ))
ϕ32.322 mm
Forța de inerție a contragreutații:
≔Fcg =⋅⋅−mcgρcgω2−3.251 kN ((3.135))
Masa manetonului:
≔mm =⋅⋅⋅―π
4dm2lmρ0.571 kg ((3.136))
Forța de inerție a manetonului:
≔Fm =⋅⋅−mmRω2−9.02kN ((3.137))
Forța de inerție a masei bielei aflată in miscare de rotație:
≔FmB =⋅⋅−mBRω2−1.731 kN ((3.138))
Masa pieselor aflate în miscare de rotație raportate la axa de rotație a arborelui cotit:
≔mr = ++mAmm⋅⋅2mbr――R
2
R1.414 kg ((3.139))
Forța de inerție a pieselor aflat e în miscare de rotație raport ate la axa de rotație a arborelui cotit:
≔Fr =⋅⋅−mrRω2−22.326 kN ((3.140))
1 Verificarea fusurilor la uzar e:
Verificarea fusurilor maneton :
Pentru verificarea fusurilor ma neton la uzura este nevoie sa cu noastem valorile maxime și
medii ale forțelor ce actioneaz a asupra fusurilor. Forța rezult antă variază și se calculează cu
urmatoarea formula : . Valorile obținute sunt trecute în tabelu l 3.13. Valoarea ≔RM‾‾‾‾‾‾+T2Z2
maximă se extrage din tabel, iar valoarea medie reprezintă medi a aritmetică a tuturor valorilor
lui .RM
58

Tabelul 3.13 Valorile forțelor ce acționează asupra fusurilor m aneton și rezultanta acestora
Valoarea maximă a forței rezult ante ce acționeaza asupra fusulu i maneton:
= RMmax⎛⎝⋅ 2.932 104⎞⎠N ((3.141))
Valoarea medie a forței rezultant e ce actionează asupra fusului maneton:
= RMmed⎛⎝⋅ 5.839 103⎞⎠N ((3.142))
Lațimea utilă a fusului maneton: ≔l'm =−lm⋅2ρm28mm ((3.143))
Presiunea de contact maximă: ≔ pMmax =――RMmax
⋅dml'm20.06 MPa ((3.144))
Presiunea de contact medie: ≔ pMmed =――RMmed
⋅dml'm3.995 MPa ((3.145))
Valoreal limita a presiunii de contact maxima e 20 MPa [27]. ≔ pMmed――pMmed
MPa
Coeficient ce ține sea ma de oscilația bielei: ≔ξ1.07
Viteza periferică a manetonului: ≔wm =⋅⋅ξdmnP35.094―m
s((3.146))
≔wm⋅wm―s
m
Coeficientul de uzură pentru fusul maneton: ≔kuz =⎛⎝⋅ pMmed wm2⎞⎠0.5
70.143 ((3.147))
În funcție de coeficientul de uzur ă se alege ca pentru cuzineti să se folosească oțelul
durificat, iar pentru șaibele ce preiau jocurile axiale se folo sește un aliaj de aluminiu numit
AluTin [27].
59

Verificarea fusurilor paliere :
Lungimele toalale ale fusurilor palier:
≔lp130mm≔lp12 35mm≔lp23 40mm≔lp34 35mm≔lp430mm
Lungimele utile ale fusurilor palier:
≔l'p1 =−lp1⋅2ρp24mm ≔l'p12 =−lp12⋅2ρp29mm≔l'p23 =−lp23⋅2ρp34mm
≔l'p34 =−lp34⋅2ρp29mm≔l'p4 =−lp4⋅2ρp24mm
Figura 3.17 Lungimele toalale ale f usurilor palier și lugimile utile
Pentru verificarea fusurilor pa lier la uzură este nevoie să cun oaștem valorile maxime și
medii ale forțelor ce acționeaz ă asupra fusurilor. Forța rezult antă variază și este diferită pentru
fiecare fus în parte. Valorile obținute sunt trecute în tabelul 3.15. Valoarea maximă se extrage
din tabel, iar valoarea medie repr ezintă media aritmetică a tut uror valorilor lui . Formulele RM
cu ajutorul cărora calculăm for țele ce acționează asupra palier elor dar și a forțelor rezultante
sunt următoarele:
≔Zp1―――−Z1Fr
2((3.148))
≔Zp12―――――――――――――+ − +−Z1Fr⋅Z2cos((θ))⋅Frcos((θ))⋅T2sin((θ))
2((3.149))
≔Zp23―――――――――――――+ − +−Z2Fr⋅Z3cos((θ))⋅Frcos((θ))⋅T3sin((θ))
2((3.150))
≔Zp34―――――――――――――+ − +−Z3Fr⋅Z4cos((θ))⋅Frcos((θ))⋅T4sin((θ))
2((3.151))
60

≔Zp1―――−Z4Fr
2((3.152))
≔Tp1―T1
2((3.153))
≔Tp12――――――――――――+ − +T1⋅T2cos((θ))⋅Z2sin((θ))⋅Frsin((θ))
2((3.154))
≔Tp23――――――――――――+ − +T2⋅T3cos((θ))⋅Z3sin((θ))⋅Frsin((θ))
2((3.155))
≔Tp34――――――――――――+ − +T3⋅T4cos((θ))⋅Z4sin((θ))⋅Frsin((θ))
2((3.156))
≔Tp4―T4
2((3.157))
≔RLi‾‾‾‾‾‾‾+Ti2Zi2((3.158))
reprezinta unghiul dintre 2 manivel e consecutive, adica intre p alierul 1-2 și 3-4 θ
, iar pentru palierul 2-3 .≔θ180° ≔θ0°
Lungimile palierelor se determina astfel incat sa se limiteze p resiunea pe fusul palier la o
anumita valoare recomandata.
Tabelul 3.14 Valorile forțelor ce solicită fusurile maneton
61

62

Tabelul 3.15 Valorile forțelor ce solicită fusurile paliere si rezultantele lor
Pentru fiecare fus palier se calculeaza presiunea de contact.
A:
Valoarea maximă a forței rezult ante ce actioneaza asupra primul ui fus palier:
= RL1max⎛⎝⋅ 1.791 104⎞⎠N ((3.159))
Valoarea medie a forței rezultant e ce actioneaza asupra primulu i fus palier:
= RL1med⎛⎝⋅ 1.338 104⎞⎠N
Presiunea de contact maximă: ≔ pL1max =――RL1max
⋅dpl'p113.348 MPa ((3.160))
Presiunea de contact medie: ≔ pL1med =――RL1med
⋅dpl'p19.974 MPa ((3.161))
≔ pL1med――pL1med
MPa
B:
Valoarea maximă a forței rezult ante ce actionează asupra celui de-al doilea fus palier:
= RL12max⎛⎝⋅ 2.113 104⎞⎠N ((3.162))
63

Valoarea medie a forței rezultant e ce actionează asupra celui d e-al doilea fus palier:
= RL12med⎛⎝⋅ 4.294 103⎞⎠N ((3.163))
Presiunea de contact maximă: ≔ pL12max =―――RL12max
⋅dpl'p1213.036 MPa ((3.164))
Presiunea de contact medie: ≔ pL12med =―――RL12med
⋅dpl'p122.649 MPa ((3.165))
≔ pL12med―――pL12med
MPa
C:
Valoarea maximă a forței rezult ante ce actionează asupra celui de-al treilea fus palier:
= RL23max⎛⎝⋅ 3.004 104⎞⎠N ((3.166))
Valoarea medie a forței rezultant e ce actionează asupra celui d e-al treilea fus palier:
= RL23med⎛⎝⋅ 2.646 104⎞⎠N ((3.167))
Presiunea de contact maximă: ≔ pL23max =―――RL23max
⋅dpl'p2315.806 MPa ((3.168))
Presiunea de contact medie: ≔ pL23med =―――RL23med
⋅dpl'p2313.92 MPa ((3.169))
≔ pL23med―――pL23med
MPa
D:
Valoarea maximă a forței rezult ante ce actionează asupra celui de-al patrulea fus palier:
= RL34max⎛⎝⋅ 2.113 104⎞⎠N ((3.170))
Valoarea medie a forței rezultant e ce actionează asupra celui d e-al patrulea fus palier:
= RL34med⎛⎝⋅4.29 103⎞⎠N ((3.171))
Presiunea de contact maximă: ≔ pL34max =―――RL34max
⋅dpl'p3413.036 MPa ((3.172))
Presiunea de contact medie: ≔ pL34med =―――RL34med
⋅dpl'p342.647 MPa ((3.173))
64

≔ pL34med―――pL34med
MPa
E:
Valoarea maximă a forței rezult ante ce actionează asupra celui de-al cincilea fus palier:
= RL4max⎛⎝⋅ 1.791 104⎞⎠N ((3.174))
Valoarea medie a forței rezultant e ce actionează asupra celui d e-al cincilea fus palier:
= RL4med⎛⎝⋅1.33 104⎞⎠N ((3.175))
Presiunea de contact maximă: ≔ pL4max =――RL4max
⋅dpl'p413.348 MPa ((3.176))
Presiunea de contact medie: ≔ pL4med =――RL4med
⋅dpl'p49.911 MPa ((3.177))
Valoreal limita a presiunii de contact maxima e 16 MPa [27]. ≔ pL4med――pL4med
MPa
Pentru calculul coeficentului de uzură se folosește valoarea ma ximă a valorilor presiunilor
medii obținute pent ru fusurile palier:
≔ pLmed.max = max⎛⎝ ,,,, pL1med pL12med pL23med pL34med pL4med⎞⎠13.92 ((3.178))
Viteza periferică a palierului: ≔wp=⋅dpnP35.123―m
s≔wp⋅wp―s
m
Coeficientul de uzură pentru fusul palier: ≔kuz =⎛⎝⋅ pLmed.max wm2⎞⎠0.5
130.934 ((3.179))
În funcție de coeficientul de uzur ă se alege ca pentru cuzineți să se folosească oțelul
durificat, iar pentru șaibele ce preiau jocurile axiale sa se f olosească un aliaj de aluminiu numit
AluTin [27]
2. Calculul de verificare la rezisten ță
Verificarea fusurilor paliere :
Fusurile paliere sunt solicitate la răsucire și la încovoiere, dar având în vedere că
încovoierea nu este semnificativ ă, aceasta se neglijează. Calcu lul de verificare se face pentru
fiecare fus în parte cu ajutorul următoarelor formule:
momentul de intrare în fus: ≔Mint∑
=j1−i1
⋅TjR ((3.180))
65

momentul de ieșire: ≔Me⋅⋅MintTjR ((3.181))
Rezultatele obținute sunt centr alizate în tabelul 3.16, și se a lege pentru fiecare fus în parte
valoarea maximă a momentului de torsiune. Se consideră că momen tul ce actionează fusul
palier 1 este egal cu c el de la palierul 1-2
Tabelul 3.16 Valorile mometelor ce torsionează fusurile palier
≔ M12.max = max⎛⎝M1⎞⎠288.693 J ≔ M23.max = max⎛⎝M2⎞⎠488.764 J
≔ M12.min = min⎛⎝M1⎞⎠−268.585 J ≔ M23.min = min⎛⎝M2⎞⎠−447.527 J
≔ M34.max = max⎛⎝M3⎞⎠655.545 J ≔ M4.max = max⎛⎝M4⎞⎠901.222 J
≔ M34.min = min⎛⎝M3⎞⎠−600.98 J ≔ M4.min = min⎛⎝M4⎞⎠−857.295 J ((3.182))
Momentul de inerție polar al fusului palier: ≔Wp=――⋅πdp3
16⎛⎝⋅3.43 104⎞⎠mm3((3.183))
66

Calculul la torsiune :
palier 1-2:
≔τmax =―――M12.max
Wp8.417 MPa ≔τmin =―――M12.min
Wp−7.831 MPa
≔τv =―――−τmaxτmin
28.124 MPa ≔τm =―――+τmaxτmin
20.293 MPa
palier 2-3:
≔τmax =―――M23.max
Wp14.251 MPa ≔τmin =―――M23.min
Wp−13.048 MPa
≔τv =―――−τmaxτmin
213.649 MPa ≔τm =―――+τmaxτmin
20.601 MPa
palier 3-4:
≔τmax =―――M34.max
Wp19.113 MPa ≔τmin =―――M34.min
Wp−17.522 MPa
≔τv =―――−τmaxτmin
218.318 MPa ≔τm =―――+τmaxτmin
20.795 MPa
palier 4:
≔τmax =――M4.max
Wp26.276 MPa ≔τmin =――M4.min
Wp−24.996 MPa
≔τv =―――−τmaxτmin
225.636 MPa ≔τm =―――+τmaxτmin
20.64MPa((3.184))
Tabelul 3.17 Valorile rezistenței la oboseală pentru câteva măr ci de oțel [25]
67

Valorile elementelor ce influențeaza valoarea coeficientului de siguranță [27]:
≔σ_1450MPa ≔τ_1250MPa≔ψτ0.05≔γτ1.2≔ετ0.75≔βτ=⋅2.5ετ1.875
Coeficientul de siguranță:
≔cτ = ―――――τ_1
+⋅――βτ
⋅ετγττv⋅ψττm4.678 ,valori recomandate (3-4) ((3.185))
Coeficient de amplificare dinamică [27]: ≔λd1.14
Coeficientul de siguranță fară a se ține cont de vibrațiile tor sionale:
≔c'τ=―cτ
λd4.104 ,valori recomandate (1.5-3) ((3.186))
Unde [23] :
– amplitudinea ciclului de solic itare a tensiunii de torsiune τv
– mediul ciclului de solicitare a tensiunilorτm
/ – rezistențele la oboseală pent ru ciclul alternant simetric σ_1τ_1
/ – coeficienți ce țin cont de rezistența la rupereψτψσ
/ – coeficienți ce țin cont de calitatea suprafețeiγτγσ
/ – coeficienți ce țin cont de tipul concentratorului de eforturi βτβσ
Verificarea manetonului :
Fusurile maneton sunt solicitate la răsucire și încovoiere. Înc ovoierea apare în doua plane: în
planul cotului și în planul tange ntial. Valorile momentelor sun t calculate cu urmatoarele
formule:
Momentul de incovoiere în planul cotului: ≔Mz − +⋅Z1l1⋅Frb⎛⎝−l1a⎞⎠⋅Frc⎛⎝−l1c1⎞⎠((3.187))
Momentul de incovoiere în planul tangential: ≔MT⋅T1l1((3.188))
Momentul de răsucire: ≔Mr⋅⋅MintTjR ((3.189))
Momentul rezultant: ≔Mϕj −⋅Mzcos((ϕ))⋅MTsin((ϕ)) ((3.190))
Datele sunt centralizate în t abelul 3.18, și se extrag valorile minime și maxime ale
momentelor de încovoiere și de răsucire
≔ Mϕmax = max⎛⎝Mϕ⎞⎠102.187 J ≔ Mτmax = max⎛⎝Mτ⎞⎠875.135 J
≔ Mϕmin = min⎛⎝Mϕ⎞⎠−204.764 J ≔ Mτmin = min⎛⎝Mτ⎞⎠−560.611 J
68

69

Tabelul 3.18 Valorile forțelor si a momentelor ce solicită fusu rile maneton
Momentul de încovoiere polar al fusului maneton:
≔Wm=―――⋅πdm3
3213.964 cm3((3.191))
Calculul la torsiune:
≔τmax =――Mτmax
Wm62.671 MPa ≔τmin=――Mτmin
Wm−40.147 MPa ((3.192))
Calculul la încovoiere:
≔σmax =――Mϕmax
Wm7.318 MPa ≔σmin=――Mϕmin
Wm−14.664 MPa ((3.193))
70

Valorile elementelor ce influențeaza valoarea coeficientului de siguranță [27]:
≔ψτ0.1≔βτ1.9≔ετ0.75≔γτ1.2
≔ψσ0.05≔βσ1.9≔εσ0.75≔γσ0.8
≔τv =―――−τmaxτmin
251.409 MPa ((3.194))
≔τm =―――+τmaxτmin
211.262 MPa ((3.195))
≔σv =―――−σmaxσmin
210.991 MPa ((3.196))
≔σm =―――+σmaxσmin
2−3.673 MPa ((3.197))
≔cτ = ―――――τ_1
+⋅――βτ
⋅ετγστv⋅ψττm1.525 ((3.198)) Figura 3.18 Forțele si momentele ce
solicită fusul maneton [27]
≔cσ = ――――――σ_1
+⋅――βσ
⋅εσγσσv⋅ψσσm12.998 ((3.199))
Coeficientul de siguranță: ≔c = ――――⋅cτcσ
‾‾‾‾‾‾‾+cτ2cσ21.515 ,valori recomandate (1.5-2) ((3.200))
Unde [23] :
– amplitudinea ciclului de solic itare a tensiunii de torsiune τv
– mediul ciclului de solicitare a tensiunilorτm
/ – rezistențele la oboseală pent ru ciclul alternant simetric σ_1τ_1
/ – coeficienți ce țin cont de rezistența la rupereψτψσ
/ – coeficienți ce țin cont de calitatea suprafețeiγτγσ
/ – coeficienți ce țin cont de tipul concentratorului de eforturi βτβσ
Cunoscând valorile forțelor ce s olicită fiecare fus palier se c onstruiesc diagramele polare,
iar in funcție de acestea se de termina găurile de ungere, astfe l încat solicitarile in planul
găurilor sa fie minime.
71

Figura 3.19 Diagrama polară a fusu lui palier 1 si diagrama de u zură a acestuia
În urma realizării diagramelor de uzare se observă ca direcția canalului de ungere difera de
la un fus la altul, exceptie f ăcand fusurile 1 cu 4 si 1-2 cu 3 -4, care au aceeaș i direcție a
canalului de ungere, acestea fii nd simetrice față de planul med ian al arborelui cotit.
Figura 3.20 Diagrama polară a fusu lui palier 1-2 si diagrama de uzură a acestuia
72

Figura 3.21 Diagrama polară a fusu lui palier 2-3 si diagrama de uzură a acestuia
Fusul 2-3 prezintă 2 zone mai sla b încarcate. Dintre aceste 2 z one se alege zona cea mai slab
solicitată și anume cea din cad ranul 2. În cazul celorlalte fus uri, poziția canal ului de ungere este
foarte bine delimitată întrucât toate forțele sunt concentrate în doua cadrane.
Figura 3.22 Diagrama polară a fusu lui palier 3-4 si diagrama de uzură a acestuia
73

Figura 3.23 Diagrama polară a fusu lui palier 4 si diagrama de u zură a acestuia
Verificarea la rezisten ță a bra țelor
Brațele sunt solicitate la răsuc ire, încovoiere, întindere și c ompresiune, dar ultimele două
având valori mici, verificare se face doar la încovoiere și com presiune. Încovoierea se
realizează în doua plane. Cele 2 e forturi sunt date de urmatoar ele momente:
Încovoiere:
În planul fortelor Z: ≔MZ+⋅Zsbs⋅Fcg⎛⎝−csbs⎞⎠((3.201))
În planul fortelor T: ≔MT+Ms⋅Ts―dp
2((3.202))
Răsucire: ≔Ms⋅Tsbs((3.203))
Valorile sunt centralizate in tabelul 3.19
Efortul unitar normal de înc ovoiere și presiunea maximă:
≔σu.max =+―――max⎛⎝Mz⎞⎠
――⋅bh2
6―――max⎛⎝Zs⎞⎠
⋅bh10.365 MPa ((3.204))
Tensiunile normale de încovoiere și compresiune maxime și minim e:
≔σmax = ⋅ max⎛⎝Zs⎞⎠⎛
⎜⎝+――⋅6a
⋅bh2――1
⋅bh⎞
⎟⎠94.077 MPa ((3.205))
74

Figura 3.24 Schema de incarcare a brațului [27]
Figura 3.25 Dimensiunile rezultant e ale arborelui cotit si forț ele ce il solicită [27]
75

Tabelul 3.19 Valorile forțele si momentelor ce solicită brațele
≔σmax = ⋅ min⎛⎝Zs⎞⎠⎛
⎜⎝+――⋅6a
⋅bh2――1
⋅bh⎞
⎟⎠−75.968 MPa ((3.206))
Valorile elementelor ce influențeaza valoarea coeficientului de siguranță [27]:
≔βσ.ref 2.2 ≔βσc1 ≔β'kσ1≔kb1
≔βσb1 ≔βσ1 = −1⋅kb⎛⎝−1β'kσ⎞⎠1
76

≔βσh1 ≔βσL1
≔ψσ0.05≔εσ0.75≔γσ0.9≔βσ =⋅⋅⋅⋅⋅βσ.refβσbβσhβσcβσ1βσL2.2
≔σv =―――−σmaxσmin
2−30.652 MPa ≔σm =―――+σmaxσmin
2−45.316 MPa((3.207))
Coeficientul de siguranță la încovoiere: ≔cσ = ――――――−σ_1
+⋅――βσ
⋅εσγσσv⋅ψσσm4.404 ((3.208))
≔k1
Pentru a afla momentul polar cu pr ecizie împartim forma brațulu i în mai multe parti: 2 secțiuni
de cerc și 2 trapeze. Dimensiuni le sunt luate din desenul de ex ecutie al arborelui cotit.
≔h' =――――――−R3R2
2
tan⎛
⎜⎝―ϕ
2⎞
⎟⎠12.499 mm ((3.209))
≔W1 =⋅――⋅πR14
8―2
R126.221 cm3≔W2 = ⋅ ――――――――⋅⋅R⎛⎝+R1R2⎞⎠⎛⎝+R12R22⎞⎠
48――――――12
‾‾‾‾‾‾‾‾‾‾‾‾6⎛⎝+R12⋅7R22⎞⎠6.141 cm3
≔W3 =⋅――⋅πR34
8―2
R3114.833 cm3≔W4 = ⋅ ――――――――⋅⋅h'⎛⎝+R3R2⎞⎠⎛⎝+R32R22⎞⎠
48――――――12
‾‾‾‾‾‾‾‾‾‾‾‾6⎛⎝+R32⋅7R22⎞⎠4.156 cm3
≔Wb =+++W1W2W3W4151.352 cm3((3.210))
Tensiunea tangențiala de torsiune în punctul x: ≔τ =―――max⎛⎝Ms⎞⎠
⋅kWb⎛⎝⋅ 6.607 10−6⎞⎠MPa((3.211))
Tensiunea tangențiala de t orsiune maximă și minimă:
≔τmax = ―――――⋅⋅0.5 amax((T))
⋅kWb0.481 MPa ≔τmin = ―――――⋅⋅0.5 am i n((T))
⋅kWb−0.448 MPa((3.212))
Valorile elementelor ce influențeaza valoarea coeficientului de siguranță [27]:
Coeficient de concentrare pe ntru cotul de referință: ≔βref 2.2
Coeficient de corecție ce ți ne cont de lațimea brațului: ≔βτb1.25
Coeficient de corecție ce ține c ont de excentricitatea găurii d in fus:≔βτc1
77

Coeficient de corecție ce ține cont de diametrul canaluli din f usul maneton: ≔βτh1
Coeficient de corecție ce ține c ont de distanța dintre fusul ma neton si gaurile axiale din fusul
palier:
≔βτ11
Coeficientul de concentrare: ≔βτ =⋅⋅⋅⋅βrefβτbβτhβτcβτ12.75
≔ψτ0.1≔γτ0.9≔ετ0.75
≔τv =―――−τmaxτmin
20.464 MPa≔τm =―――+τmaxτmin
20.017 MPa ((3.213))
Coeficientul de siguranță la torsiune: ≔cτ = ―――――τ_1
+⋅――βτ
⋅ετγστv⋅ψττm132.053 ((3.209))
Coeficientul global de siguranță:
≔cb = ――――⋅cτcσ
‾‾‾‾‾‾‾+cτ2cσ24.402 ,valori recomandate (2-3) ((3.214))
Unde [23] :
– amplitudinea ciclului de solic itare a tensiunii de torsiune τv
– mediul ciclului de solicitare a tensiunilorτm
/ – rezistențele la oboseală pent ru ciclul alternant simetric σ_1τ_1
/ – coeficienți ce țin cont de rezistența la rupereψτψσ
/ – coeficienți ce țin cont de calitatea suprafețeiγτγσ
/ – coeficienți ce țin cont de tipul concentratorului de eforturi βτβσ
Formulele utilizate în cap. 3 s unt luate din referința [27] .
78

79
Cap 4. Mentenanța arborelui cotit

Arborele cotit este una dintre cele mai solicitate componente ale mecanismului
motor, fiind supus la încovoiere , răsucire , întindere și compresiune. Aceste solicitări apar
datorita forțelor de presiune a gazelor, a forțelor de inerție care în anumite perioade ale
ciclului motor au caracter de ș oc [31].
Arborele cotit trebuie sa prezinte următoarele caracteristici, pentru a face fata
solicitărilor complexe [31]:
• Rezistența ridicata la oboseala
• Rigiditate ridicata
• Supra fețele fusurilor sa prezinte o rezistența ridicata la oboseala
• Sa fie echilibrat dinamic
• Sa prevină apariția rezonantei ce apare datorita oscilațiilor
• Sa aibă o precizie ridicata de fabricație
Chiar ș i în cazul unei exploatări raționale a motorului , arborele cotit se poate
deteriora . În vederea recondiționării în prealabil se face un control de det ectare a defectelor.
În acest scop arborele se spală cu un solvent special, apoi se sufla cu aer comprimat, pentru a
îndepărta impuritățile de pe suprafaț a arborelui cotit. Se acorda o atenție speciala canalelor de
ungere. După curățare se verifica daca suprafețele fusurilor prezinta lovituri, zgârieturi , fisuri,
crăpături sau urme de gripa . Adâncimile crăpăturilor se determina prin procedee de
defectoscoap e electromagnetica sau ultrasunete [31].
Starea de uzura a fusurilor se verifica prin măsurarea diametrelor în doua plan
(vertical ș i orizontal) astfel se poet determina abaterea de la cilindricitate. Daca abaterile au
valori mici, acestea se pot remedia cu ajutorul unei pietre de granulație foarte fina. În cazul în
care abaterile depășesc limitele admisibile, fusurile se rectifica [31] .

Fig. 4.1. Localizarea defecțiu nilor la arborele cotit

80
4.1 Tehnologia de recondiționare a defectelor

În figura 4.1 se prezinta zonele unde pot apărea defecte, iar în continuare se prezinta
tipul defectului ș i modul în care se poare remedia [31] :
1. Încovoierea arborelui cotit se remediază la rece, cu ajutorul unei prese
hidraulice. Arborele cotit de așezat cu săgeata în sus, sprijinit pe doua prisme. Cu ajutorul
unui dispozitiv complex se măsoară bătaia.
2. Recondiționarea găurilor de fixare a volantului ș i filetul de prindere a
pinionului arborelui cotit se recondiționează prin mărirea diametrului la valoare imediat
superioara. Aceasta remediere se face doar o data.
3. Uzura în lungime a fusurilor maneton se poate rectifica prin 2 metode:
• Îndepărtarea de mater ial și folosirea altor biele
• Încărcarea prin metalizarea a fusului și rectificarea acestuia
4. Uzura în lungime a fusului palier central:
• Îndepărtarea de material și folosirea altor cuzineți
• Încărcarea prin metalizarea a fusului și rectificarea acestuia
• Încărcarea cu sudura metalica ș i rectificarea ( în acest caz suprafața se
lustruiește )
5. Uzarea locașului în care se montează rulmentul pe care se sprijină arborele
primar, se recondiționează prin mărirea diametrului găurii și folosirea altui tip de rulment
6. Bătaia suprafeței pe care se montează volantul se re rectifica, având în vedere
ca valoarea șanfrenului trebuie respectata
7. Bătaia suprafeței pe care se fixează pinionul arborelui cotit se recondiționează
prin rectificare
8. Uzura, ovalitatea ș i conicitatea fu sului maneton se remediază prin:
• Rectificare fusurilor pana la următoarea treapta de reparație ;
• Încărcarea cu sarma ș i rectificarea fusului
9. Uzura, ovalitatea ș i conicitatea fusului palier se remediază prin:
• Rectificare fusurilor pana la următoarea treapta de reparație ;
• Încărcarea cu sarma ș i rectificarea fusului
Rectificarea arborilor cotiți se face pe mașini speciale. Pentru rectificarea fusurilor
manetoane, arborele se prinde pe mașina cu excentricitate, unde valoare excentricității este
egala cu raza manivelei, astfel axa fusului maneton devenind axa de rotație . În timpul
rectificării arborele este răcit cu o soluție . După rectificare, avansul transversal se menține
egal cu zero și se continua rectificarea pana al dispariția scânteilor . Pentru finalizarea
recondiționării fusurile se lustruiesc cu o pânza abraziva [31] .
La finalul recondiționării , arborele se verifica . Controlul cuprinde următoarele
operațiuni [31] :
• Măsurarea cotelor treptelor de reparație
• Măsurarea diametrelor fusurilo r pentru determinarea abaterilor de la forma
cilindrica
• Compararea suprafeței cu o suprafața etalon
• Măsurarea bătăii radiale a fusurilor în raport cu axa de rotație
• Conicitatea fusurilor
Daca în urma controlului reiese ca arborele se încadrează în limitele admisibile,
atunci pe acesta se montează volantul ș i se echilibrează dinamic

81
4.2 Înlocuirea semi -cuzineților arborelui cotit

În timpul funcționarii semi -cuzineții se uzează așadar ei trebuiesc înlocuiți. Pentru
determinarea uzurii semi -cuzineților este necesar sa măsuram jocul dintre cuzinet și fus.
Arborele cotit se montează pe motor, împreuna cu cuzineții și cu capacele de fus. Ș uruburile
ce fixează capacele de fus pe blocul motor trebuiesc strânse al cuplul prescris. Se măsoară cu
ajutorul unui comparator de interior diametrul de interior al semi -cuzineților și cu un
micrometru diametrul fusurilor astfel determinând- se și abaterea de la forma cilindrica.
Diferența dintre diametrul interior al semi- cuzinetului ș i al fusului reprezintă jocul care
trebuie sa se încadreze în intervalul prescris. Daca jocul depășește valoarea superioara a
intervalului, fusurile se rectifica la treapta următoare de reparație , iar cuzineții se înlocuiesc cu
cei specifici treptei de reparație [31] .
Înainte de rectificarea fusurilor, se montează semi -cuzineții noi ș i se măsoară jocul,
astfel putând ș ti cat trebuie rectificat arborele. Daca jocul dintre semi -cuzineți și fusuri este în
limita valorilor admisibile, se verifica suprafața semi -cuzineților . Aceast a suprafața trebuie sa
îndeplinească următoarele condiții [31] :
• Sa nu prezinte zgârieturi sau impurități în materialul antifricțiune
• Sa prezinte zone lustruite din cauza apăsării incorecte a fusului
• Sa nu prezinte efecte a ungerii insuficiente ( exfolieri, gripa )
• Sa nu prezinte urme de oboseala (material suprapus sau exfolieri locale)
4.3 Echilibrarea arborilor cotiți

În cazul mot oarelor rapide, a căror arbori se rotesc la viteze unghiulare ridicate,
echilibrarea lor este esențiala pentru ca motorul sa fie silențios și sa aibă o perioada de viată
ridicata. În cazul în care arborii se rectifica ș i se finisează, echilibrajul se face după aceste
operațiuni . Daca în procesul tehnologic se prevăd ș i operațiuni de netezire, atunci echilibrajul
se face înaintea acestei operațiuni [31] .
Echilibrajul se face cu ajutorul unor mașini speciale care determina zona
dezechilibrata ș i cantitatea de material ce trebuie în depărtat . În cazul producției de serie
echilibrajul se face automat, prin îndepărtarea de material din contragreutăți. Arborii cotiți ce funcționează la turații scăzute pot fi echilibrați doar static [31] .
4.4 Controlul arborilor cotiți
Controlul final al arborilor cotiți este un procedeu complex, ce cuprinde verificarea
mai multor parametrii. În prezent, pentru a economisii timp, se folosesc mașini inteligente, ce
pot măsura mai mulți parametrii în același timp
Parametrii ce se măsoară sunt următorii [31] .
• Diametrele fusurilor palier ș i maneton
• Paralelismul axelor fusurilor palier ș i maneton
• Valoarea razei manivelei
• Poziția unghiulara a fusurilor maneton
• Lungimile fusurilor palier ș i maneton
• Dimensiunea ș i lungimea canalului de pana de pe capul de arbore

82
Cap.5 Tehnologia de fabricare a subansamblului

5.1 Alegerea justificata a materialului pentru execuția piesei

Arborele cotit fiind supus unor solicitări combinate, materialul din care e realizat
trebuie sa aibă o rezistența la oboseala ridicata ș i sa permită cu ușurința obținerea
semifabricatului. În general arborii cotiți sunt realizați din fonta sau otel, aceasta având
următoarele caracteristici [28] :
Oteluri
Cele mai folosite tipuri de oteluri sunt cele de îmbătrânire cu sau fără elemente de
aliere. În general se folosesc otelurile de calitate OLC 45X, OLC60X (STAS 880- 79), sau
otelurile aliate Cr- Ni, Cr -Ni-Mo sau Cr -Mo (STAS 781- 79) [28].
Fonte
Cele mai bune rezultate s- au obținut la folosirea fontei modificata cu grafit nodular,
ce are o rezistența la rupere de 650…750 N/mm2 și duritatea 212…270HB. De asemenea ș i
fontele se pot alia, în general cu Cr, Ni, Mo, Cu. Arborii cotiți din fonta se toarnă . Acest
procedeu are ca avantaje principale precizia de fabricare, lucru ce du ce la scădere procedeelor
de prelucrare, reducerea consumului de material și a timpului de fabricare, rezistența la
oboseala ridicata, capacitați bune de amortizare a oscilațiilor de torsiune ș i o sensibilitate
scăzută la concentratori de eforturi. Marele dezavantaj al fontei este ca are o rezistența scăzută
la încovoiere , motiv pentru arborii cotiți realizați din acest material au o dimensiune mai mare
[28].
În urma analizării tipurilor de materiale dar ț inând cont ș i de funcțiile ce trebuie sa le
îndeplinească arborele cotit, se alege ca vilbrochenul proiectat sa fie fabricat dintr -un otel
aliat, pentru a avea o buna rezistența la oboseala, rupere ș i încovoiere . Materialul ales pentru
execuția piesei este AISI 4340.

5.2 Alegerea variantei optime a metodei ș i procedeului de
obținere a semifabricatului

În alegerea procedeului de obținere a semifabricatului se tine cont de [28] :
• Compatibilitatea cu materialul de execuție
• Precizia impusa prin desenul de execuție
• Forma ș i solicitările piesei
• Dimensiunile principale ale piesei
• Caracterul producției
• Se pot realiza piese din mai mult de tip de material
Turnare
Turnarea este unul dintre cele mai vechi procedee tehnologice de obținere a pieselor.
Aceasta metoda se poate folosii doar în cazul materialelor care sunt elaborate în stare lichida
sau vâscoasa [28] :.
Procedeul de obținere a semifabricatului are următoarele avantaje:
• Se pot realiza piese cu forme complexe ș i mase variate (de la câteva grame sa
sute de tone)
• Precizie ridicata
• Se poate implementa procesul de fabricare în masa, având o precizie ridicata de
repetabilitate
• Semifabricatul are structura moleculara uniforma, fapt ce ii conferă rezistența
multidirecționala
Principalele dezavantaje ale turnării [28] :

83
• Consum mare de manopera în special în cazul turnării în forme temporare
• Costuri ridicate pentru materialele auxiliare
• Consum mare de energie pentru transformarea stării de agregare a materialelor
și menținerii
• Poluează ș i necesita masuri eficiente pentru prevenire
• Condiții grele de munca
Materialele trebuie sa aibă anumite proprietăți pentru a putea fi procesate prin
turnare, aceste proprietăți sunt:
• Turn abilitatea : se exprima în calificative (forte buna, buna , satisfăcătoare ,
slaba, nesatisfăcătoare) ș i reflecta capacitatea și comportamentul materialului în procesul de
turnare
• Fuzibilitatea: este proprietatea materialului de a se topi
• Fluiditatea: proprietatea materialului aflat în stare lichida sau vâscoasa de a
curge
• Contracția : proprietatea materialului de a se contracta în timpul răcirii
• Segregarea: proprietatea de a separa componentele unui amestec eterogen
astfel încât distribuția lor sa nu mai fie uniforma
• Absorbția gazelor: proprietatea de a dizolva gaze
•
Deformare plastica
Cel mai vechi procedeu de deformare plastica este forjarea. Acest fenomen consta în
introducere în material a unor star tensionale ce duc la curgerea sa. Aceste forte se aplica prin
presare sau lovire [28] :.
Proprietatea materialelor ce face referire la capabilitatea unui material de a suferii
deformații permanente sub acțiunea unei forte exterioare se numește plasticitate.
Forjarea este de doua feluri [28] :
• Libera, când curgerea materialului se face liber, sub acțiunea unor forte de
lovire
• În matrița , când curgerea materialului e limitata matrița
Avantajele forjarii [28] ::
• Proprietăți mecanice îmbunătățite
• Fibraj continuu
• Calitate buna a suprafeței
• Economie de material
• Timp scurt de execuție
• Posibilitatea automatizării
Dezavantajele forjarii:
• Cost ridicat al utilajelor
• Consum energetic ridicat
• Nu se pot realiza cavități interioare

În urma analizării celor doua procedee de fabricare dar ț inând cont ș i de configurația
geometrica a piesei se alege ca procedeu de obținere a semifabricat ului prin forjare în matrița .

5.3 Stabilirea poziției semifabricatului în forma sau matrița și a
planului de separate

Matrițarea se face pornind de la bare otel ce se așază în matrița . Cu ajutorul unei
prese hidraulice se realizează procedeul de deformare plastica, în urma căruia se definesc
brațele , contragreutățile , fusurile, capătul de arbore și flanșa pe care se montează volantul.

84
Acest procedeu conduce la o repartizare continua a fibrelor în material, cu un număr redus de
faze ș i consum de material [28] .
În figura 5.1 sunt prezentate fazele matrițării unui arbore cotit având o configurație
diferita fata de arborele proiectat anterior, având numărul de fusuri palier i -1, unde i este
numărul de cilindrii, însă și în cazul arborelui proiectat fazele matrițării sunt identice.

Fig. 5.1 Fazele matrițării arborelui cotit [28]

5.4 Stabilirea preliminara a adaosurilor de prelucrare ș i executarea
desenului semifabricatului

În STAS 7670 -80 este reglementata precizia semifabricatelor matrițate pe
mașini verticale de matrițat. În cazul arborilor cotiți clasele de precizie sunt I –II, iar adaosul
de prelucrare se adopta numai în cazul suprafețelor ce se prelucrează prin așchiere. Acest
adaos este de 1.25mm la care se adaugă 0.5 mm pentru obținerea rugozității prescrise [28] .
În figura 5.2 sunt prezentate adaosurile de prelucrare pentru arborele cotit proiectat.
Valoare acestor adaosuri a fost amplificata pe desen, pentru a se evide nția zonele ce trebuiesc
rectificate.

85

Fig. 5.2 Adaosurile de prelucrare ale arborelui cotit proiectat

5.5 Întocmirea planului de operații pentru executarea s emifabricatului

Semifabricatul se obține din bare de otel care trebuiesc preliminar tăiate, ca sa aibă
lungimea necesara, apoi încălzite, pentru a reduce forța necesara deformării ș i a
neomogenităților chimice [28] .
În urma matrițării o parte din material este expulzata. Acest material se debavurează,
și se trimite la turnatorie, în vedere refolosirii. Se realizează 2 procedee de forjare, unul pentru
a imprima forma arborelui cotit, iar cea de -a doua pentru redresare.

Nr.
Crt. Operații și faze de
semifabricate Mașini , utilaje,
instalații și S.D.V . -uri Materiale
auxiliare Parametrii
tehnologici
1 Debitarea
materialului Fierăstrău mecanic – Viteza ș i avansul
2 Încălzire material Cuptor electric – Temperatura și
durata de încălzire
3 Preforjare Cavitate de eboșare Nicovala
Ciocan
pneumatic Forța de apăsare
4 Forjare primara Matrița deschisa
Presa vertical – Forța de apăsare
Cursa piesei
Timp de apăsare
5 Extracția
semifabricatului Extractoare – –
6 Debavurare Stanța – Forța de apăsare
Cursa
7 Forjare secundara de
redresare Matrița de redresare
Presa de excentric – Forța de apăsare
Cursa
8 Sablare cu alice Mașina de sablat – Viteza de impact
9 C.T.C. Lupa
V opsea Pensula
Banc
C.T.C. –
Tabelul 5.1 Planul de operații pentru obținerea semifabricatului [28]

86
5.6 Analiza proceselor tehnologice similar existente

Pentru a definitiva procesul tehnologic de fabricare, se analizează operațiile
folosite , astfel putem alege procedeul ce de avantajează cel mai mult [28].
În principiu, la prelucrarea pieselor de tip arbore cotit se parcurg următoarele
etape [28] :
– Operații pregătitoare ;
– Prelucrări de degroșare , refinisare , finisare;
– Prelucrare canal de pana;
– Prelucrarea fusurilor;
– Tratament termic;
– Rectificare;
– Control final.

Nr.
tehnologiei Nr.
operației Operații Mașini unelte și utilaje S.D.V. -uri Obs
1 1 Strunjire degroșare Strung copier Șubler
2 Strunjire finisare Strung copier Șubler
4 Tratament termic Cuptor
4 Rectificare
degroșare RU350 Șubler Ra=1,6
2 1 Strunjire degroșare Strung copier Șubler
2 Strunjire finisare Strung copier Șubler
3 Tratament termic Cuptor
4 Rectificare
semifinisate MWM Ra=0,8
3 1 Strunjire degroșare Strung copier Șubler
2 Strunjire finisare Strung copier Șubler
3 Tratament termic Cuptor
4 Rectificare RU350
5 Lepuire Mașină de lepuit Ra=0,1
Tab 5.2 Principalele tehnologii de fabricație ale arborilor cotiți [28]

În urma analizării tabelului 5.2, ș i ținând cont ca fusurile palier ș i maneton trebuie sa
aibă o rugozitate de R a=0.2, se alege ca procedeu de prelucrare soluția numărul 3.

87
Nr.
Crt. Denumirea operației Poziția tehnologica
1 Prelucrare capete arbore

2 Prelucrare găuri centrare

88
3 Prelucrarea conturului
exterior al capetelor
arborelui

4 Prelucrare palier central

89
5 Prelucrare simultana a
fusurilor palier

6 Prelucrare simultana a
fusurilor maneton

90
7 Prelucrarea găurilor pentru
asamblare cu volantul

8 Găurire pentru străpungere în
fusuri

9 Tratament termic al fusurilor
paliere și manetoane

91
10 Prelucrarea fusurilor paliere
prin rectificare de finisare

11 Echilibrare prin eliminare de
material

12 Vibronetezire
13 Control final
Tabelul 5.3 Fisa FILM

92
Bibliografie

[1] – https://www.4tuning.ro
[2] – https://en.wikipedia.org
[3] – http://www.auto -data.net/ro/
[4] – http://www.parkers.co.uk
[5] – http://www.carfolio.com
[6]- http://www.e -automobile.ro
[7] – http://www.volvoxc.com
[8] – https://www.the -blueprints.com/
[9]- Andreescu,Cr. „Fiabilitatea autovehiculelor’’, Notite de curs,UPB,2016
[10]- https://dexonline.ro
[11]- Andreescu,Cr. „Dinamica autovehiculelor’’, Not ite de curs,UPB,2016
[12]- http://www.rasfoiesc.com
[13]- http://www.carinf.com/
[14]- http://www.caranddriver.com
[15]- http://www.kiamedia.com
[16]- https://www.renault.fr
[17]- http://www.hyundai -motor.md/
[18]- http://www.peugeot.com.ro
[19]- Stoicescu,P.,A.”Proiectarea performantelor de tractiune si de consum ale
automobilelor”,Edittura Tehnica,Bucuresti,2007
[20]- dr.ing.ec. Mircea Dorin VASILESCU „Bazele Ingineriei Autovehiculelor’’,
Curs Online
[21]- http://www.bigwheeltyres.com.au
[22]- Anghelache,G. „Cercetarea experimentala a sist. propulsie’’, Notite de
curs,UPB,2016
[23]- Filipoiu.I si Tudor,A.„Proiectarea Transmisiilor Mecanice’’,Editura BREN
[24]- Georgescu, G.S. Indrumator pentru ateliere mecanice, Ed. Tehnica, Bucuresti,
1978

[25]- Oprean,M. „Transmisiile autovehiculelor’’, Notite de curs,UPB,2016
[26]- http://www.volkspage.net
[27]-Nuțu,C.”Motoare cu ardere interna pentru autov. rutiere”,Notite proiect,UPB
2016
[28]- http://www.scritub.com
[29]- https://www.wheel -size.com
[30]- http://www.creeaza.com
[31]- http://documents.tips