Proiectarea Generala a Bielei

Realizarea proiectului de organizare generala a autovehiculului si incadrarea acestuia intr-un segment de piata 4

1.1. Stabilirea caracteristicilor tehnice ale autovehiculului pentru care se va proiecta biela 4

1.1.1. Alegerea unor modele similare cu autovehiculul a carei biela se va proiecta. Încadrarea autovehiculului într-un segment de piață 4

1.1.2. Analiza caracteristicilor tehnice generale și ale principalelor subansambluri ale autovehiculelor similare 6

1.1.3. Analiza caracteristicilor dimensionale ale autovehiculelor similare 11

1.1.4 analiza caracteristicilor masice ale autovehiculelor similare 13

1.1.5. Definitivarea tipului de autovehicul a cărui bielă se va proiecta 14

1.2 realizarea proiectului de organizare generală 15

1.2.1. Predeterminarea parametrilor dimensionali 15

1.2.2. Predeterminarea parametrilor de masă 17

1.2.3. Predeterminarea parametrilor dimensionali și masici ale principalelor componente ale autoturismului 18

1.2.4 determinarea principalelor dimensiuni ale postului de conducere 19

1.2.5 întocmirea schiței de organizare generală 20

Capitolul2. Studiul tehnic si economic al solutiilor posibile pentru biela de proiectat alegerea justificată și definitivarea soluției tehnice pentru biela din tema de proiect 22

2.1. Generalități despre subansamblul de proiectat 22

2.2. Soluții constructive ale componentelor grupului piston 23

2.3. Alegerea soluției tehnice pentru biela care va fi proiectata 27

Capitolul3. Proiectarea generală a bielei 28

3.1. Determinarea rezistențelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare, în funcție de viteza automobilului 28

3.2. Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului 32

3.3 calculul termic 37

3.3.1. Calculul procesului de admisie 38

3.3.2. Calculul procesului de comprimare 39

3.3.3. Calculul procesului de ardere 39

3.3.4. Calculul procesului de destindere 42

3.3.5. Calculul mărimilor caracteristice ale ciclului de referință 42

3.3.6. Calculul mărimilor caracteristice ale ciclului real 43

3.3.7. Calculul dimensiunilor principale ale motorului 44

3.3.8. Trasarea diagramei indicate 45

3.4. Bilanțul energetic al motorului 47

3.5. Calculul dinamic 48

3.5.1. Alegerea tipului de mecanism bielă-manivelă 48

3.5.2. Stabilirea dimensiunilor principale ale mecanismului bielă-manivelă 48

3.5.3. Stabilirea maselor pieselor în mișcare ale mecanismului bielă-manivelă 49

3.5.4. Calculul forțelor și momentelor ce acționează asupra mecanismului motor al unui cilindru 49

3.5.5. Calculul momentului motor rezultant 58

3.6. Calculul de dimensionare și verificare al componentelor mecanismului motor 58

3.6.1. Pistonul 58

3.6.1.1. Dimensionarea pistonului 58

3.6.2. Bolțul 60

3.6.2.1. Dimensionarea bolțului 60

3.6.3. Segmenții 61

3.6.3.1.dimensionarea segmenților 61

3.6.4. Biela 62

3.6.4.1. Predimensionarea piciorului bielei 62

3.6.4.2. Calculul de verificare al piciorului bielei 64

3.6.4.3. Predimensionarea capului bielei 66

3.6.4.4. Calculul capului bielei 67

3.6.4.5. Predimensionarea corpului bielei 71

3.6.4.6. Calculul corpului bielei 72

3.6.5. Arborele cotit 74

capitolul 4. Calibrarea motoarelor cu aprindere prin comprimare 76

4.1 introducere 76

4.2activitatile specifice prestatiei agrement in conducere 76

4.3context strategie safety level 2 79

4.3structura cuplu in level 1 79

4.4modul de functionare al strategiei safety 80

4.5principii generale 82

4.6 util de calcul labeluri safety 84

capitolul 5 . Fabricarea bielei 84

5.1 analiza functionala a bielei 84

5.2 conditii tehnice 86

5.3 materiale si tehnologie 86

5.4 realizarea semifabricatului 87

5.5 tehnologia de prelucrare mecanica 87

6 concluzii 91

1.1. Stabilirea caracteristicilor tehnice ale autovehiculului pentru care se va proiecta biela

Alegerea unor modele similare cu autovehiculul a carei biela se va proiecta. Încadrarea autovehiculului într-un segment de piață

Tema proiectului de diplomă constă în proiectarea bielei pentru un automobil SUV echipat cu un motor cu aprindere prin comprimare, cu 5 locuri, care poate atinge viteza maximă de 168 km/h. Performanțele dinamice trebuie să fie unele ridicate, automobilul va avea un design modern iar confortul atât pentru șofer cât și pentru pasageri va fi unul ridicat.

Principalele carateristici vor fi performanțele dinamice și dimensiunile.

Automobilul ce urmează a fi proiectat este unul destinat persoanelor cu veniuri medii, cu un preț nu foarte ridicat. Este caracterizat de un comportament dinamic și o maniabilitate bună, prezintă un confort sporit pentru pasagerii de pe bancheta din spate și au o capacitate de încărcare relativ mare.

Deoarece în acest segment de piață există atât automobile cu motoare supralimentate cât și cu aspirație normală, criteriul de bază ce se va impune nu va fi uniformitatea capacității cilindrice a motoarelor ci uniformitatea performanțelor dinamice (vmax, td100).

În tabelul 1.1 conține modele similare alese tipului de autovehicul impus prin temă, indicând tipul caroseriei, numărul de locuri și valorile vitezelor maxime ale fiecărui model.

În continuare se va folosi numărul curent din tabelul 1.1 ca identificator în precizările ulterioare pentru fiecare autovehicul, acesta luând denumirea de număr autovehicul.

Tab. 1.1 Modele similare

1.1.2. Analiza caracteristicilor tehnice generale și ale principalelor subansambluri ale autovehiculelor similare

În tabelele ce urmează a fi prezentate au fost analizate particularitățile contructive, performanțele dinamice și de consum ale modelelor similare :

Tab. 1.2 Particularitățile constructive ale modelelor similare[1,][2],[3],[4],[5],[6],[7],[8],[9],[10]

Se remarcă:

Dispunerea motorului față transversal, pentru toate modelel similare;

Selectorul de viteze este unul manual cu 5 sau 6 trepte ;

Sistemul de frânare este unul pe disc, asa cum se poate observa la toate modelel similare alese.

Tab. 1.3 Performanțele dinamice, de consum și emisia de CO2 ale modelelor similare[1,][2],[3],[4],[5],[6],[7],[8],[9],[10]

Fig. 1.1 Variația consumului de combusibil pentru modele similare

Se poate observa că toate modelele similare pot atinge viteza maximă impusă prin temă. Valoarea maximă a vitezei este atinsă de autovehiculul 2 iar viteza minimă de autovehiculul 1.

Din punct de vedere al vitezei maxime in palier autovehiculele alese sunt foarte asemănătoare, astfel întâlnim un autovehicul 1 care atinge exact viteza maximă stabilită prin temă. Valoarea vitezei atinsă este maximă la modelul 2 și minimă la modelul 1.

Performanțele de consum sunt asemănătare în regim extraurban, valorile în acest regim fiind influențate de caracteristicile tehnice ale motoarelor, care vor fi analizate în tabelul 1.4.

Timpul în care acestea demareză de la 0 la 100 km/h variază între (10 .. 14,6) s, valoarea medie fiind 11,5 s. Valorile respectă criteriul stabilit inițial de performanță, autovehiculele analizate având un ușor caracter sportiv, pentru clasa din care fac parte.

Tab. 1.4 Caracteristicile constructive și energetice ale motoarelor modelelor similare

Din punct de vedere al sistemului de alimentare cu combustibil se remarcă că toate modelele similare sunt dotate cu sistem de alimentare cu injecție directă de combustibil.

1.1.3. Analiza caracteristicilor dimensionale ale autovehiculelor similare

Se prezintă în tabelele următoare principalii parametrii dimensionali ai modelelor similare și se realizeză grafic variația acestora.

Tab. 1.5 Parametrii dimensionali ai modelelor similare [1,][2],[3],[4],[5],[6],[7],[8],[9],[10]

Fig. 1.2 Variația dimensiunilor de gabarit ale modelelor similare

Se remarcă:

Lungimea totală este cuprinsă intre 4135 mm și 4605 mm

Lățimea totală variază între 1658 mm și 2096 mm

Înălțimea autovehiculului se situează între valorile 1570 mm și 1685 mm

Fig. 1.3 Variația dimensiunilor care reflectă organizarea autovehiculelor

1.1.4 Analiza caracteristicilor masice ale autovehiculelor similare

O influență importantă în performanțele dinamice și de consum ale autovehiculului o au parametrii masici.

În tabelul 1.6 s-a realizat o centralizare a acestor parametrii și în plus a fost calculat și coeficientul de tară.

Tab. 1.6 Parametrii masici ai modelelor similare

Fig. 1.4 Variația parametrilor masici ai modelelor similare

Fig. 1.5 Variația coeficientului de tară

Masa proprie a modelelor similare nu depășește 1658 kg, valoarea medie a maselor proprii fiind de 1441 kg.

1.1.5. Definitivarea tipului de autovehicul a cărui bielă se va proiecta

În urma analizei particularităților constructive, a parametrilor dimensionali și masici ai modelelor similare, precum și a parametrilor constructivi și energetici ai motoarelor acestora, s-au evidențiat următoarele tendințe în ceea ce privește autoturismele cu 5 locuri și caroserie de tip SUV:

motorul cu aprindere prin comprimare este dispus transversal, având 4 supape pe cilindru și 4 cilindrii în linie

toate modelele sunt dotate cu motoare supralimentate

tracțiune intregrală

sistemul de alimentare cu carburant este de tip injecție directă

În concluzie, automobilul, care se va proiecta, va fi influențat de aceste tendințe constructive, acesta fiind un autoturism cu:

caroserie de tip SUV și 5 locuri

viteza maximă de 168 km/h

m.a.c. supralimentat și sistem de injecție directă

sistemul de distribuție tip DOHC

tracțiune integrală

motorul dispus transversal în fața punții față.

1.2 Realizarea proiectului de organizare generală

1.2.1. Predeterminarea parametrilor dimensionali

Pentru predeterminarea parametrilor dimensionali exteriori se va folosi metoda intervalului de încredere:

calculul mediei valorilor cunoscute, de la modelele similare alese, pentru parametrul xj:

(1.1)

unde:

xj – valoare cunoscută a parametrului de la modelul j

Nms – numărul de modele similare la care se cunoaște valoarea parametrului x.

calculul abaterii medii pătratice a valorilor parametrului respectiv:

(1.2)

calculul coeficientului de variație a valorilor parametrului respectiv:

(1.3)

determinarea intervalului de încredere pe baza inegalității:

(1.4)

unde:

P = 0,95 – nivelul de încredere

.

Intervalul de încredere este:

(1.5)

alegerea valorii parametrului din interval, .

Valorile obținute s-au centralizat în tabelul 1.8, astfel:

Tab. 1.7 Indicatorii statistici ai parametrilor dimensionali exteriori

1.2.2. Predeterminarea parametrilor de masă

La predeterminarea parametrilor de masă se va folosi metoda folosită în capitolul anterior și anume metoda intervalului de încredere. Valorile calculate au fost reprezentate în tabelul 1.8.

Tab. 1.8 Indicatorii statistici ai parametrului masă proprie

Masa utilă a autovehiculului se calculează cu formula:

(1.6)

unde:

N – numărul de locuri cu excepția șoferului;

mbs – masa bagajului suplimentar.

Se calculează, în final, masa totală a autoturismului:

(1.7)

1.2.3. Predeterminarea parametrilor dimensionali și masici ale principalelor componente ale autoturismului

Parametrii de masă pentru fieare subansamlu al autovehiculului, se stabilesc pornind de la o serie de valori recomandate, masa fiecărui subansamblu reprezentând un anumit procent din masa totală a autovehicolului. În tabelul 1.9 au fost reprezentate valorile maselor subansamblurilor pentru un automobil din clasa medie cu tracțiune integrală.

Tab. 1.9 Ponderile maselor subansamblurilor autoturismelor

1.2.4 Determinarea principalelor dimensiuni ale postului de conducere

Conducătorului autoturismului trebuie să i se asigure un spațiu și o poziție corespunzătoare astfel încât postura sa să fie comodă din punct de vedere fiziologic, să nu producă oboseală excesivă și îmbolnăvire, să existe libertate de mișcare pentru acționarea volanului, manetelor de comandă și a pedalelor, care trebuie să fie accesibile și plasate astfel încât solicitările conducătorului să fie minime și să se asigure vizibilitatea corespunzătoare. În concluzie, postul de conducere trebuie organizat în concordanță cu cerințele ergonomice definite prin dimensiuni și forme în concordanță cu date antropometrice și cu cerințele fiziologice ale conducătorului.

Pentru determinarea postului de conducere și a locului pentru pasageri la autovehicule, se foloseste manechinul bidimensional fig 1.6 în conformitate cu STAS R 10666/3-76 . Sunt folosite trei manechine diferențiate prin lungimile segmetelor piciorului ls pentru gamba și lt pentru coapsă, deoarece s-a constatat că dimensiunile torsului variază nesemnificativ. Dimensiunile segmentelor ls și lt sunt prezentate în tabelul 1.10.

Fig. 1.6 Dimensiunile manechinului de referință [9]

Tabel 1.10 Tipodimensiunile manechinului.

Se poate observa că elementele manechinului sunt articulate și prevăzute cu scală pentru a putea măsura unghiurile dintre liniile de referință ale segmentelor corpului. La amplasarea manechinului pe scaun, pentru diferite poziții, se pot măsura aceste unghiuri care trebuie să aibă anumite valori convenabile.

Poziția conducătorului în automobile este definită, în primul rând, prin poziția punctului H, ca fiind urma, pe planul longitudinal al automobilului, a axei teoretice de rotație a coapselor față de trunchiul omului reprezentat prin manechinul tridimesional sau bidimensional. Punctul R corespunde poziției teoretice a punctului H pentru poziția de conducere sau de utilizare cea mai de jos și cea mai retrasă a oricărui scaun prevăzută de către constructorul autovehiculului (corespunde cu manechinul de 90%).

1.2.5 Întocmirea schiței de organizare generală

Schița de organizare generală a autoturismului reprezintă un desen în care se evidențiază organizarea generală în faza inițială de proiectare a acestuia. În acest desen se evidențiază postul de conducere, spațiul util, grupul motor-transmisie, punțile, precum și alte componente ale autovehiculului. Totodată, se precizează și forma exterioară a autovehiculului, în concordanță cu cerințele impuse în tema de proiect [9].

Capitolul 2. Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru biela de proiectat. Alegerea justificată și definitivarea soluției tehnice pentru biela din tema de proiect

2.1. Generalități despre subansamblul de proiectat

 Motorul cu ardere internă este cel mai des utilizat sistem de propulsie pentru automobile. În viitorul apropiat cu siguranță va domina industria automobilelor datorită progreselor continue care se fac în special în ceea ce privește emisiile poluante și performanțele de tracțiune. [11]

 Motorul diesel mai este numit și motor cu aprindere prin comprimare. Acesta este un motor cu ardere internă la care aprinderea amestecului aer-combustibil se face datorită temperaturii ridicate rezultată în urma comprimării aerului. Principalele avantaje ale motorului diesel în comparație cu un motor pe benzină sunt consumul mai scăzut de combustibil și cuplul motor mai mare. Datorită unui preț mai mic al motorinei de pe majoritatea piețelor europene combinată cu un consum mai redus de combustibil, automobilele echipate cu motoare diesel sunt majoritare celor pe benzină. [12]

Un motor cu ardere internă este alcătuit din părțile mobile: mecanismul motor , ce cuprinde mecanismul bielă-manivelă (piston, bielă, arbore cotit) și părțile fixe (cilindru, chiulasă, carter) , la care se adaugă sistemele auxiliare (sistemul de distribuție, sistemul de aprindere, sistemul de alimentare cu combustibil , sistemul de răcire, sistemul de ungere, sistemul de alimentare cu energie electrica și demarorul ) precum și totalitatea traductoarelor si actuatorilor care asigură controlul funcționării motorului cu ardere internă.

Din punct de vedere cinematic pistonul și biela depind de tipul mecanismului bielă-manivelă. Astfel, mecanismul bielă-manivelă poate fi: normal axat sau normal dezaxat. Mecanismul bielă-manivelă se numește normal când biela este articulată direct pe manetonul arborelui cotit. Mecanismul bielă-manivelă este axat când axa cilindrului întâlnește axa de rotație a arborelui cotit; mecanismul bielă-manivelă se numește dezaxat când axa cilindrului este deplasată (cu distanța e, numită excentricitate) față de axa de rotație a arborelui cotit [5].

Fig. 2.1 Efectul dezaxării mecanismului bielă-manivelă asupra forței normale [5]

2.2. Soluții constructive ale componentelor grupului piston

Biela este organul mecanismului motor care transmite forța de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit și servește la transformarea mișcării alternative de translație a pistonului în miscarea de rotație a arborelui cotit . Biela este compusă din trei parți : partea articulată cu bolțul se numește piciorul bielei ,partea articulată cu manetonul arborelui cotit se numește capul bielei,iar partea centrală se numește corpul bielei[5].

Biela este solicitată de forța de presiune a gazelor la compresiune si flambaj; forța de inerție a grupului piston solicită biela la intindere si compresiune. Biela este supusă la solicitari variabile.Marimea sarcinii aplicate impune bielei o condiție fundamentală:sa posede o rezistență mecanică superioară.Sub acțiunea forțelor , parțile componente ale bielei se deformează diferit[5].

Construcția piciorului bielei.Piciorul bielei are forma unui tub (fig 13.5 a) . La partea superioară se lasă material în exces pentru corectarea masei .Sub acțiunea forței de presiune a gazelor piciorul bielei se deformează (b); el se rigidizează pe căi diferite .Astfel,se măreste raza de racordare dintre picior si corp (c) , dar biela își pierde zveltețea ;soluția (d) (ρ∞) este convenabilă pentru MAC supraalimentat[5].

Fig. 2.2 Forme constructive ale piciorului bielei [5].

Dacă ungerea se face prin stropire se practică un orificiu (fig 13.6 ,a) sau o taietură (b) la partea superioară a piciorului.Dacă uleiul este adus sub presiune se practică un canal în corpul bielei prin care ajunge uleiul la picior (c) [5].

Construcția corpului bielei. Solicitarea corpului la flambaj este posibilă in doua planuri ale bielei : în planul de mișcare (in planul de osculație ) în care biela se consideră articulată si un plan normal (fig. 13.8, a) în care biela se consideră incastrată (planul de incastrare sau planul arborelui). Se știe ca solicitarea la flambaj a unei bare este de 4 ori mai mare in planul de oscilație decât îin planul de incastrare . Pentru o solicitare uniformă a materialului , momentul de inerție al secțiunii transversale a corpului bielei, teoretic ,trebuie sa fie de 4 ori mai mare in planul de oscilație decât în planul de încastrare.O asemenea condiție poate fi satisfacută numai dacă secțiunea transversală are formă de dublu T cu talpile paralele cu planul de încastrare.Axele oo si cc fiind conținute în planul de oscilație ,respectiv încastrare (b) atunci momentele de inerție fața de cele doua axe trebuie sa îndeplinească teoretic condiția : Corpul bielei cu această formă a profilului se forjează în matrița[5].

Fig. 2.3 Forma secțiunii corpului în raport cu planul de oscilație si încastrare [5].

Fig. 2.4 Forme si dimensiuni ale secțiunii transversale a corpului bielei pentru motoare de autovehicule [5].

Construcția capului bielei.Capul bielei trebuie sa satisfacă mai multe cerințe :1) sa aibă rigiditate superioară condiționată de funcționarea normală a cuzinetului; 2) sa aibă masa redusă(forțe de inerție mici); 3) să aibă dimensiuni reduse,deoarece acestea determină conturul carterului si fac posibilă la montaj sau demontaj trecerea bielei prin cilindru; 4) sa aibă o racordare largă cu corpul pentru a atenua efectul de concentrare a tensiunilor[5].

Capul bielei este secționat, capacul se separă de partea superioară a capului dupa un plan normal pe axa bielei sau după un plan oblic,înclinat de obicei la , mai rar la sau față

Fig. 2.5 Eliminarea zonelor de concentrare a tensiunilor Fig. 2.6 Nervuri de rigidizare a

de la partea superioara a capului [5]. capacului bielei [5].

de planul de încastrare.Secționarea dupa un plan oblic se execută când dimensiunile capului în planul de oscilație nu permit trecerea bielei prin cilindru,la montaj[5].

Muchiile ascutite din partea superioara a capului , duc la ruperi (fig 13.12, a) de aceea ele se inlocuiesc cu racordari (b) si degajari (c) .Capacul bielei se rigidizeaza prin nervuri (fig 13.13) care sporesc insa masa bielei si dificultatile de fabricatie.In partea superioara a capului se practica un orificiu prin care uleiul este proiectat de forta centrifuga pe oglinda cilindrului[5].

Suruburile de biela. Pentru prinderea capacului se utilizeaza adesea doua sau patru suruburi cu piulita (fig 13.18 a). Prinderea se face din partea capacului , fiind usor accesibila. La unele biele , pentru a micsora dimensiunile capului, se folosesc suruburi fara piulite . Este avantajos a se fileta gaura in capacul bielei (b) deoarece in acest caz,la defectarea filetului se inlocuieste numai capacul,solutia complica insa montajul,de aceea se prefera filetarea gaurii in partea superioara a capacului (c). O solutie comoda dar scumpa, consta in folosirea unor suruburi prizoniere (d) prelucrate dintr-o bucata cu partea superioara a capacului.Surubul are o forma speciala ; capul este prevazut cu un umar care intra intr-un prag din capul bielei (e) pentru a impiedica rotirea la montaj.

Fig. 2.7 Suruburi pentru prinderea capului de biela

2.3. Alegerea soluției tehnice pentru biela care va fi proiectata

Analizand solutiile constructive studiate, se va opta pentru o biela cu capacul detasat prin rupere. Capul bielei este sectionat, capacul se separa de partea superioara a capului dupa un plan normal pe axa bielei sau dupa un plan oblic,inclinat de obicei la , mai rar la sau fata de planul de incastrare.Sectionarea dupa un plan oblic se executa cand dimensiunile capului in planul de oscilatie nu permit trecerea bielei prin cilindru,la montaj.Acest tip constructiv are mai multe avantaje, dintre care: un numar mai mic de operatii in procesul tehnologic de prelucrare, nemaifiind necesara prelucrarea suprafetelor de separatie dintre capac si restul corpului bielei, precum si descarcarea suruburilor capacelor de biela de eventualele eforturi tangentiale.

Capitolul 3. Proiectarea generală a bielei

3.1. Determinarea rezistențelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare, în funcție de viteza automobilului

Rezistențele la înaintare sunt:

Rrul rezistența la rulare;

Rp rezistența la pantă;

Ra rezistența aerului

Rd rezistența la demarare, care se neglijează pentru că se consideră ca viteza este constantă în momentul atingerii vitezei maxime.

Rezistența la rulare se determină cu relația urmatoare:

(3.1.1)

unde: -f(V) este coeficientul de rezistență la rulare , în funcție de viteză;

-Ga [daN] este greutatea totală a automobilului;

-αp înclinarea drumului.

Coeficientul de rezistență la rulare al pneului este functie de viteza de depasare a autoturismului , natura suprafaței de rulare și construcția pneului astfel:

(3.1.2)

unde coeficienții f0, f01 și f02 au luat valorile următoare, pentru cazul în care automobilul se deplasează pe o suprafață de rulare orizontală, dură și netedă, în funcție de tipul pneului (radial) și de raportul nominal de aspect:

[1];

Pentru alegerea coeficienților de mai sus s-a considerat ca automobilul este echipat cu pneuri radiale.

În tabelul 3.1 sunt prezentate valorile coeficientului de rezistență la rulare al pneurilor, în funcție de vitezele de deplasare până la viteza maximă stabilită prin tema proiectului, precum si reprezentarea grafica a acestora.

Tab. 3.1 Valorile coeficientului de rezistență la rulare

Fig. 3.1 Variația coeficientului de rezistență la rulare în funcție de viteză

Rezistența la pantă se calculează cu relația :

[1] (3.1.3)

Rezistența aerului se determină cu relația [1]:

[1] (3.1.4)

unde:-k este coeficientul aerodinamic ce se determină cu următoarea relație :

[1] (3.1.5)

-Vx este viteza relativă a aerului față de automobil și se determină cu relația:

[km/h] [1] (3.1.6)

unde Vv -viteza vântului care se consideră nulă;

– unghiul de insuflare;

Aria secțiunii transversale se va determina prin planimetrarea conturului delimitat din vederea din față a desenului de ansamblu. Din această planimetrare (figura 3.2) a rezultat o valoare a ariei transversale de 2,42 m2.

Fig. 3.2 Conturul delimitat de vederea frontală a autoturismului

Cx este coeficientul de rezistență a aerului, el depinde de tipul și forma caroseriei. Valoarea acestui coeficient se alege în funcție de valorile pentru modelele similare și de date statistice [6]; astfel cx = 0.42.

Puterea corespunzătoare fiecărei rezistențe se calculează cu relația:

, [1] (3.1.7)

unde: Rx [daN], una dintre rezistențele de mai sus.

În calcule , s-a folosit un randament constant al transmisiei, adoptat in funcție de tipul autovehiculului și numărul punților motoare. Astfel, pentru cazul studiat , se adoptă valoarea randamentului transmisiei ηt=0,87.

Calculul rezistențelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare acestora se face pentru cazul in care automobilul se deplasează în palier (αp=0°) și fără vânt. În acest caz, în relațiile de mai sus cosαp=1 și sinαp=0, prin urmare rezistența la pantă este nulă si nu se ia in considerare.

În tabelul 3.2, sunt prezentate valorile rezistențelor la rulare și a aerului, precum și suma acestora. Tot în același tabel sunt calculate și puterile corespunzătoare acestor rezistențe.

Tab. 3.2 Valorile rezistențelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare

Fig. 3.3 Variația rezistențelor la înaintare în funcție de viteză

Fig. 3.4 Variația puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare în funcție de viteză

3.2. Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului

Caracteristica la sarcină totală, a motorului autoturismului, se predetermină din condiția de atingere a vitezei maxime la deplasarea în palier, în treapta de priza directa.

Bilanțul de putere este:

(3.2.1)

unde:-Pr , puterea disponibilă la roată;

-Prul , puterea necesară învingerii rezistenței la rulare;

-Pp , puterea necesară învingerii rezistenței la urcarea pantei;

-Pa , puterea necesară învingerii rezistenței aerului;

-Pd, puterea necesară învingerii rezistenței la demarare.

Pentru V=Vmax=168 km/h, Pd = 0, iar Pp = 0 rezultă:

(3.2.2)

unde se ia din tabelul 3.2 pentru V = Vmax.

In continuare se va folosi aceasta putere pentru trasarea caracteristicii exterioare folosind urmatoarea relatie:

[1] (3.2.3)

unde np reprezintă turația la puterea maximă, α, β, γ sunt coeficienți de formă ai caracteristicii, valabili pentru pentru n ≤ nmed , si anume domeniul turațiilor joase, iar α’, β’, γ’ sunt coeficienți de formă ai caracteristicii valabili pentru n > nmed , si anume domeniul turațiilor ridicate.

nmed==2875 rot/min;

Expresiile acestor coeficienți sunt [1]:

α = β = γ =

α’ = β’ = γ’ = (3.2.4)

unde Ca si Ce reprezintă coeficientul de adaptibilitate al motorului si, respectiv, coeficientul de elasticitate al motorului.

Cum se constata, coeficienții de formă depind de marimile relative Ca si Ce si nu de valorile in sine ale puterii maxime.

In general Ca si Ce au urmatoarele expresii[1]:

; (3.2.5)

unde: Mmax – momentul maxim dezvoltat de motor;

Mp – momentul la putere maximă;

nM – turația la momentul maxim;

nP – turația la putere maximă;

Ținând seama de modelele similare, pentru automobilul de proiectat se consideră urmatoarele valori pentru momentul maxim Mmax, turația la momentul maxim nM si turația de putere maximă np:

Mmax= 240 Nm nM=1750 rot/min nP=4000 rot/min

Momentul motor la putere maximă este determinat pe baza urmatoarelor relații:

Mp = == = 213 Nm (3.2.6)

De aici rezulta pentru Ca si Ce urmatoarele valori: Ca =1.13 , Ce =0.44;

Cunoscând Ca si Ce, se calculează valorile coeficienților de formă ai caracteristici motorului utilizând relațiile[1]:

α = =1.05 (3.2.7)

β = =0.36 (3.2.8)

γ = = 0.41 (3.2.9)

α’ = = 0.63 (3.2.10)

β’ = = 1.74 (3.2.11)

γ’ = =1.37 (3.2.12)

Pentru determinarea caracteristicii motorului se stabileste intervalul de variatie al turatiei [nmin,nmax] conform relatiilor:

nmin = 0.2 * np = 0.2 * 4000 = 800 rot/min; (3.2.13) nmax = 1.1*np = 4400 rot/min; (3.2.14) Prin urmare intervalul ales va fi (800 ; 4000).

Pentru modelarea curbei momentului motor se utilizează urmatoarea relație care arată dependența momentului in funcție de putere:

M= 955,5 [Nm] [1] ; (3.2.15)

unde puterea P este dată in kW iar turația n in rot/min.

Datele obtinute sunt centralizate in urmatorul tabel, pe baza caruia sunt determinate mai departe curba puterii si a momentului.

Tab. 3.3 Puterea si momentul pe caracteristica exterioară determinată din condiția de viteză maximă in palier

Pe baza valorilor din acest tabel se determină curba momentului si a puterii in fig 3.5

Fig 3.5 Caracteristica teoretică la sarcină totală a motorului

3.3 Calculul termic

Se utilizează metoda ciclului teoretic corectat, deoarece este mai expeditivă dar are dezavantajul că precizia de calcul depinde de alegerea corespunzătoare, din date statistice , a unui număr mare de parametri.

In figura 3.6 este reprezentata diagrama in coordonate pV pentru un motor diesel supraalimentat asa cum va fi si motorul ce se proiecteaza. Spre deosebire de diagrama clasică a unui motor aspirat natural se poate observa in figura de mai jos ca avem valori pozitive pe ambele porțiuni ceea ce inseamnă că se efectuează lucru mecanic in ambele situații.

Fig. 3.6 Diagrama indicată pentru un m.a.c supraalimentat

Se fac următoarele ipoteze simplificatoare, ce caracterizeaza ciclul teoretic:

În cilidrul motorului evoluează un amestec omogen de gaze perfecte;

Procesul de evacuare decurge la presiune constantă;

Procesul de admisie decurge la presiune constantă;

Începutul admisisei coincide cu începutul cursei de admisie;

Perioada de suprapunere a deschiderii supapelor este nulă;

Supapa de evacuare se deschide in PME, evacuarea liberă fiind inlocuită de răcirea izocoră b-b’;

Încărcătura proaspătă se încălzește în contact cu piesele mai calde ale motorului;

La începutul cursei de admisie în cilidrul motorului se află gaze arse reziduale, iar la finele cursei de admisie în cilidru se găsește amestecul inițial;

Comprimarea și destinderea se consideră evoluții politropice de exponenți mc și, respectiv, md;

Doza de combustibil pe ciclu se consideră un kilogram.

3.3.1. Calculul procesului de admisie

Pentru un motor cu admisie normală mărimile de stare inițiale ale încărcăturii proaspete sunt cele standard, respectiv: Mpa și temperatura K. În cazul motorului supraalimentat aceste mărimi de stare inițiale sunt presiunea de supraalimentare și temperatura , de după sistemul de supraalimentare, la intrarea în sistemul de admisie al motorului. Aerul este comprimat în agregatul de supraalimentare de la mărimile de stare () de la intrare, la mărimile de stare () la ieșire.

Temperatura aerului la ieșirea din agregatul de supraalimentare se calculează astfel [7]:

(3.3.1)

Adoptăm, în urma analizei modelelor similare ps = 1.7 bar, = 40 K și ms = 1.9.

Insa aerul se încălzește din cauza contactului cu piesele calde ale motorului și astfel temperatura sa se determină astfel:

(3.3.2)

unde ΔT este creșterea de temperatură, care se adoptă din [7] .

La începutul cursei de admisie, în cilindru se află Ng kilomoli de gaze arse reziduale (g.a.r.), care ocupă volumul camerei de ardere (Vc), având presiunea pg și temperatura Tg [7].

Calculul procesului de admisie are drept scop determinarea presiunii pa (sau a coeficientului de umplere ηv) și a temperaturii Ta, la sfârșitul procesului de admisie [7].

Unde k este raportul căldurilor specifice, iar pentru calculul simplificat k=1,4.

Pe baza datelor statistice presiunea de admisie pa, se calculează coeficientul de umplere ηv, cu relația [7]:

(3.3.3)

unde: pa = 0.95 ps, pg = 0.73 ps.

Cantitatea de gaze arse reziduale reprezintă o fracțiune γ din cantitatea de încărcătură proaspătă. Din ecuațiile de stare pentru gazele arse reziduale și pentru încărcătura proaspătă, rezultă [7]:

(3.3.4)

unde . [7]

Se recomandă ca valoarea coeficientului de gaze arse reziduale sa fie cuprinse în intervalul 0,0…0,03 pentru m.a.c.

Pentru a calcula temperatura la sfârșitul admisiei, se utilizează relația: [7]:

(3.3.5)

Se recomandă ca temperatura la sfârșitul admisiei să aibă valori în intervalul 330…400 K pentru m.a.c.

3.3.2. Calculul procesului de comprimare

Pentru a evalua procesul de comprimare, se calculează parametrii corespunzatori punctului c (presiunea la sfârșitul comprimării (pc), și temperatura la sfârșitul comprimării (Tc).

Prima etapa în calculul celor 2 parametri este alegerea exponentului politropic de comprimare (mc).

Valoarea exponentului politropic de comprimare se recomandă să se aleagă din intervalul 1,35…1,38 pentru m.a.c. rapid cu injectie directă. [7]. În cazul motorului proiectat, s-a adoptat mc = 1,37.

Calculul presiunii la sfârșitul comprimării se realizează astfel :

(3.3.6)

(3.3.7)

3.3.3. Calculul procesului de ardere

Date initiale:

Tab.3.4 Date inițiale

Unde Hi este puterea calorifică inferioară a motorinei.

Compozitia gazelor de ardere

La arderea unui kg de combustibil rezultă:

cantitatea teoretică de aer[7] :

Lt= (3.3.8)

cantitatea reală de aer[7]:

L= Lt= (3.3.9)

cantitățile de gaze de ardere [7]:

(3.3.10)

(3.3.11)

(3.3.12)

(3.3.13)

Cunoscând toate mărimile din relațiile 3.46, 3.47, 3.48, 3.49 și înlocuindu-le în acestea, se obține:

cantitatea de gaze arse, Nf, se determină cu relația [7]:

(3.3.14)

participațiile molare (volumice) ale gazelor de ardere[7]:

(3.3.15)

0.04 (3.3.16)

0.102 (3.3.17)

=0.749 (3.3.18)

coeficientul chimic de variație molară este[7]:

=1.054 (3.3.19)

coeficientul total (real) de variație molară este[7]:

=1.053 (3.3.20)

Parametrii de stare la sfârsitul arderii:

presiunea la sfârșitul arderii:

Se alege gradul de creștere a presiunii p=1.8, din intervalul de valori recomandate pentru m.a.c. , 1.1…1.9[7].

Se determină:

Pz=p*pc=13 Mpa (3.3.21)

temperatura la sfârșitul arderii Tz , la m.a.c. cu injectie directă se încadrează în intervalul 1800…2800 K;

Se calculează energia internă a gazelor de ardere [7]:

=22231 kJ/kmol

=34784 kJ/kmol

= 27941 kj/kmol

=23210 kJ/kmol

=21972 kJ/kmol
=24025 kJ/kmol (3.3.22)

Se alege coeficientul de utilizare a căldurii: din intervalul de valori recomandate pentru m.a.c. cu injecție directă [7] si constanta universală a gazelor kJ/kmol .

In continuare se determină entalpia molară a gazelor de ardere [7]: =73586 kJ/kmol (3.3.23)

=70687 kJ/kmol (3.3.24)

Pentru T1=2000 K , iar , , , kJ/kmol [7], sunt entalpiile pentru fiecare gaz in parte la T1.

=74828 kJ/kmol (3.3.25)

Se respectă conditia ca si se face interpolare pentru determinarea temperaturii la sfârșitul arderii Tz:

=2464 K (3.3.26)

care se încadrează in intervalul de referință pentru m.a.c.

În final se calculează gradul de destindere prealabilă cu relația următoare[7]:

=1.43 (3.3.27)

3.3.4. Calculul procesului de destindere

Din ecuația politropei între starile z si b (figura 3.6), cu exponent constant, md = 1.26 , se obțin relațiile [7]:

(3.3.28)

(3.3.29)

unde pb și Tb sunt mărimile de stare ale fluidului motor din cilindru, la sfârșitul procesului de destindere, PME, în ipoteza considerată.

3.3.5. Calculul mărimilor caracteristice ale ciclului de referință

Presiunea medie indicată a ciclului de referință este [7]:

(3.3.30)

Având în vedere că lucrul mecanic indicat, Li′, nu poate fi calculat deoarece nu se cunosc valorile absolute ale volumelor, VC și VS, atunci rezultă [7]:

(3.3.31)

Unde Φp – o fracțiune din aria diagramei de pompaj și se adoptă din [7] și unde se recomandă

Randamentul termic indicat al ciclului de referință, ηi', este exprimat prin relația [7]:

(3.3.32)

unde RM este constanta universală a gazelor și are valoarea .

Trasarea digramei de referință presupune trasarea variației presiunii în cilindru, în condițiile simplificatoare menționate inițial. Pentru reprezentarea ei este însă necesar să se cunoască dimensiunile cilindrului, pentru a se determina volumul minim și volumul maxim.

În continuare vom folosi ca parametrii reprezentativi ai ciclului de referință valorile calculate anterior.

3.3.6. Calculul mărimilor caracteristice ale ciclului real

Diagrama indicată a ciclului real se obține prin corectarea diagramei ciclului de referință, prin rotunjire, având în vedere că arderea se desfășoară în timp și se abate de la evoluția izocoră, iar supapele se deschid cu avans și se închid cu întârziere față de punctele moarte (figura 3.7).

Fig. 3.7 Schemă pentru trasarea diagramei indicate a ciclului real [7]

Prin rotunjirea diagramei teoretice, rezultă un lucru mecanic indicat al ciclului real, Li, mai mic decât al ciclului de referință, Li'. Se obține coeficientul de plenitudine al diagramei [7]:

(3.3.33)

În acest caz, coeficientul de plenitudine se adoptă

Presiunea medie indicată se calculează cu relația [7]:

(3.3.34)

Randamentul termic indicat:

(3.3.35)

Consumul specific indicat de combustibil se calculează cu relația [7]:

(3.3.36)

O parte din lucrul mecanic indicat este consumat pentru învingerea rezistențelor proprii ale motorului, pierderi apreciate prin randamentul mecanic, ηm [7]. Acesta se adoptă ținând cont că turația de putere a motorului este 4000 min-1, ceea ce impune valori ridicate ale randamentului mecanic.

Presiunea medie efectivă se calculează cu relația [7]:

(3.3.37)

Randamentul efectiv se determină cu relația [7]:

(3.3.38)

Consumul specific efectiv de combustibil se calculează cu relația [7]:

(3.3.39)

3.3.7. Calculul dimensiunilor principale ale motorului

Cunoscând raportul dintre cursa pistonului și alezajul acestuia , și Pe, alese în urma analizei modelelor similare, se calculeză diametrul pistonului:

(3.3.40)

Unde se cunosc, , = 4 timpi, i = 4 cilindrii.

Se adoptă D = 78 mm.

(3.3.41)

Se adoptă .

Cilindreea unitară se calculează cu expresia [7]:

(3.3.42)

Cilindreea totală se determină cu relația [7]:

(3.3.43)

Se recalculează puterea efectivă motorului cu relația [7]:

(3.3.44)

Se calculează eroarea față de Pe ales inițial și a reieșit o eroare de 2.1%, valoare sub limita maximă admisibilă de 3%.

Viteza medie a pistonului, wpm, se calculează cu relația [7]:

(3.3.45)

3.3.8. Trasarea diagramei indicate

În urma determinării principalelor dimensiuni caracteristice motorului, se va trasa diagrama indicată a ciclului teoretic având în vedere considerentele definitorii, enunțate în subcapitolul 3.4.7.

Volumul minim(Vmin) se va determina din relația de definiție a raportului de compresie astfel:

(3.3.46)

Fig. 3.8 Diagrama indicată a ciclului teoretic

Fig. 3.9 Diagrama indicată a ciclului teoretic

3.4. Bilanțul energetic al motorului

Bilanțul energetic al motorului exprimă repartizarea căldurii disponibile, prin arderea combustibilului, în schimburile energetice ale fluidului motor cu exteriorul, într-un interval de timp precizat. Bilanțul energetic servește pentru evaluarea diferitelor pierderi și pentru determinarea cantității de căldură evacuată prin sistemul de răcire [7].

Ecuația de bilanț energetic este [7]:

(3.4.1)

unde: Q este cantitatea de căldură disponibilă;

Qe este cantitatea de căldură transformată în lucru mecanic efectiv;

Qr este cantitatea de căldură evacuată prin sistemul de răcire;

Qg este cantitatea de căldură evacută cu gazele de ardere;

ΔQinc este cantitatea de căldură conținută în gazele de evacuare sub formă de energie chimică, datorită arderii incomplete;

Qrez este un termen rezidual care include pierderile care nu au fost cuprinse în ceilalți termeni.

Ecuația de bilanț, scrisă procentual, este [7]:

(3.4.2)

Căldura disponibilă Q este [7]:

(3.4.3)

Cantitatea de căldură transformată în lucru mecanic efectiv, Qe, este [7]:

(3.4.4)

(3.4.5)

Căldura evacuată prin sistemul de răcire [7]:

(3.4.6)

(3.4.7)

Termenul rezidual, Qrez, cuprinde căldura corespunzătoare lucrului mecanic de frecare ce nu a fost preluată de sistemul de răcire, căldura schimbată cu mediul înconjurător prin suprafețele exterioare ale motorului etc. [7]. Acesta se calculează procentual cu relația:

(3.4.8)

(3.4.9)

Cantitatea de căldură evacuată de gazele de ardere, Qg, se determină cu relația:

(3.4.10)

(3.4.11)

3.5. Calculul dinamic

3.5.1. Alegerea tipului de mecanism bielă-manivelă

Mecanismul bielă-manivelă, ce urmeaza a fi proiectat, este de tipul normal și dezaxat. Avantajele acestuia au fost arătate în subcapitolul 2.1, prin utilizarea acestui tip reducându-se componenta normală la cilindru și, deci, uzarea acestuia, precum și a pistonului.

3.5.2. Stabilirea dimensiunilor principale ale mecanismului bielă-manivelă

Mecanismele cu biele lungi determina reducerea valorii maxime a forței normale N, care aplică pistonul pe cilindru, motiv pentru care se utilizează în general la m.a.c.

Astfel, se recomandă pentru m.a.c, raportul dintre raza manivelei R și lungimea bilelei L, Λ, să se încadreze între 1/4 și 1/5, cu valoarea adoptată Λ = 1/5. Dar, deoarece forța maximă de presiune a gazelor are o valoare foarte ridicată, se dorește limitarea lungimii bielei, pentru a evita solicitări mecanice, la nivelul acesteia, peste valoarea admisibilă.

Cunoscând acest raport se pot determina mărimile menționate mai sus:

Ʌ= =1/5 (3.5.1) R= (3.5.2)

L==205 mm (3.5.3)

3.5.3. Stabilirea maselor pieselor în mișcare ale mecanismului bielă-manivelă

La determinarea maselor pieselor în mișcare ale mecanismului motor se va efectua dimensionarea acestor piese, calculul aproximativ al volumelor și alegerea materialului pentru cunoașterea densității. Valorile obținute se compară cu datele statistice.

Se pornește de la relația de determinare a densității aparente a pistonului :

(3.5.4)

Având în vedere că motorul ce se proiectează este de tip m.a.c. în 4 timpi, se adoptă , iar masa pistonului rezultă .

Masa grupului piston se poate exprima cu ajutorul relației [4]:

(3.5.5)

Masa bielei se determină utilizând masa raportată a acesteia, , care se adoptă, pentru m.a.c., , iar cu relația [8]:

(3.5.6)

Masa pieselor în mișcare de translație, mt, se determină pornind de la ipoteza că un procent ζ din masa bielei participă la mișcarea de translație, ζ = 27.5%. Rezultă:

(3.5.7)

3.5.4. Calculul forțelor și momentelor ce acționează asupra mecanismului motor al unui cilindru

Pentru calcularea forțelor si momentelor din grupul motor se pleacă de la variația presiunii gazelor in camera de ardere în funcție de unghiul de rotație a arborelui cotit . Această variație se determină pornind de la diagrama indicată a ciclului in coordonate p-V (figura 4.2) și utilizând relațiile următoare pentru a calcula variația volumului in funcție de unghiul :

deplasarea pistonului este:

(3.5.8)

volumul total al cilindrului, Vcil se calculează cu relația

(3.5.9)

volumul camerei de ardere Vc este

(3.5.10)

unde: Vs , volumul determinat de cursa pistonului

, dar , rezultă:

(3.5.11)

Se poate determina acum V(α) cu următoarea relație de calcul:

(3.5.12)

Principalele forțe din mecanismul bielă-manivelă care se cer a fi determinate sunt prezentate în figura 3.10.

Fig.3.10.Schema forțelor ce acționează în mecanismul bielă manivelă dezaxat

Forța în lungul axei cilindrului:

(3.5.13)

Forța de presiune a gazelor de ardere:

(3.5.14)

unde: p[MPa] este presiunea din cilindru, pcil = 0.1 MPa este presiunea din carterul motorului.

Forța de inerție a pieselor aflate în mișcare de translație:

(3.5.15)

unde: mtr[kg] este masa ce se află în mișcare de translație, iar jB[m/s2] este accelerația pistonului:

(3.5.16)

Forța în lungul bielei:

(3.5.17)

unde: β, deplasarea bielei, oblicitatea ei măsurată ca valoare unghiulară între axa cilindrului și axa bielei iar în cazul mecanismului bielă-manivelă normal și dezaxat, acest unghi are expresia:

(3.5.18)

unde: e reprezintă excentricitatea sau distanța cu care axa cilindrului e deplasată față de axa de rotație a arborelui cotit, α este unghiul de rotație al arborelui cotit (°RAC), iar L este lungimea bielei.

Excentricitatea sau dezaxarea (e) se alege la valoarea de 2 mm, în sensul de rotație al arborelui cotit, deoarece valori mari ale dezaxării reduc și forța tangențială T și astfel afectează momentul motor dezvoltat.

Forța normală:

(3.5.19)

Forța în lungul manivelei:

(3.5.20)

Forța tangențială:

(3.5.21)

Momentul motor:

(3.5.22)

În tabelul 3.5 sunt prezentate valorile forțelor și a momentului insantaneu în funcție de cursa pistonului și de presiunea gazelor din cilindru.

Tab.3.5 Valorile forțelor și momentelor din mecanismul motor

Fig. 3.11 Variația forțelor de presiune a gazelor, de inerție ale pieselor în mișcare

de translație și ale rezultantei celor două

Fig. 3.12 Variația componentei K, după axa bielei,

precum și ale forței normale N, pe axa cilindrului

Fig. 3.13 Variația forțelor tangențială T și normală Z la maneton

Fig. 3.14 Variația momentului motor instantaneu

3.5.5. Calculul momentului motor rezultant

Aprinderile sunt decalate uniform în interiorul unei perioade, pentru a realiza o funcționare uniformă a motorului [5], deci și momentele motoare vor fi uniform decalate. Dacă motorul în 4 timpi are cilindri, rezultă decalajul dintre două aprinderi [5]:

(3.5.23)

Momentul motor instantaneu rezultant va fi suma momentelor instantanee, date de fiecare cilindru, în perioada . Cum cilindrii sunt identici este suficient să se utilizeze doar variația momentului motor al unui cilindru și să se însumeze, în perioada , valorile momentului motor decalate corespunzător [5].

Momentul rezultant mediu se determină cu relația [5]:

(3.5.24)

unde, după înlocuirea termenilor, rezultă .

Puterea motorului se recalculează cu relația [8]:

(3.5.25)

unde ηm este randamentul mecanic al motorului, , iar np este turația de putere maximă a motorului ().

Eroarea fata de valoarea puterii de referinta este , care este sub limita admisibila de 5 %.

GRAFIC MOM MOTOR Fig 3.15

3.6. Calculul de dimensionare și verificare al componentelor mecanismului motor

3.6.1. Pistonul

Folosind mecanismul motor cu dezaxarea de 2 mm, se obține o reducere a forței normale maxime pe axa cilindrului, ceea ce permite proiectarea unui piston a cărui manta va avea o lungime redusă, ținând seama de avantajele acesteia, enumerate în subcapitolul 2.2.1.

3.6.1.1. Dimensionarea pistonului

Fig. 3.16 Dimensiunile pistonului [4]

Predeterminarea dimensiunilor pistonului de face pornind de la date statistice, evidențiate în tabelul 3.6:

Tab. 3.6 Dimensiunile pistonului [8]

3.6.2. Bolțul

3.6.2.1. Dimensionarea bolțului

În subcapitolul anterior s-a determinat diametrul exterior al bolțului, d = 20,4 mm.

Fig. 3.17 Schema pentru dimensionarea bolțului [4]

Unde se aleg în funcție de date statistice:

Tab. 3.7 Dimensiunile principale ale bolțului[8]

Lungimea suprafeței de sprijin cu umerii pistonului, a, se determina din condiția:

(3.6.2.1)

3.6.3. Segmenții

Pentru primul segment de compresiune, s-a ales în subcapitolul 2.3, soluția constructivă de segment cu ambele muchii teșite, avantajele fiind analizate în acel subcapitol. Pentru al doilea segment de compresiune, s-a adoptat soluția de segment cu suprafața laterală înclinată cu un unghi β=15…30', iar pentru segmentul de ungere, soluția de segmenți perforați, cu ferestre.

3.6.3.1.Dimensionarea segmenților

Dimensionarea segmenților de compresiune se face pornind de la date statistice, în funcție de diametrul cilindrului. Aceste valori alese vor fi apoi verficate prin calcul.

a) primul segment de compresiune b) al doilea segment de compresiune

Fig. 3.18 Dimensiunile secțiunii segmenților de compresiune [4]

Tab. 3.8 Dimensiunile specifice ale segmentului de compresiune [4]

Similare se adoptă dimensiunile și pentru segmentul de ungere:

Fig.3.19 Dimensiunile secțiunii segmentului de ungere [4]

Tab. 3.9 Dimensiunile specifice ale segmentului de ungere [4]

3.6.4. Biela

Pentru realizarea desenului de ansamblu se va predimensiona biela pornind de la valori și intervale recomandate de datele statistice. Se vor determina doar dimensiunile de interes.

Se cunoaște din 3.5.3 lungimea bielei 116,8 mm.

3.6.4.1. Predimensionarea piciorului bielei

Dimensiunile piciorului bielei se determină din [8], pe baza valorilor recomandate ale unor rapoarte, în funcție de diametrul exterior al bolțului (notat cu d).

Se alege ψ=300 , unghiul de incastrare φp=1300.

Pozitia sectiunii minime a corpului mm. (3.6.4.1)

Unghiul de incastrare : . (3.6.4.2)

Fig. 3.20 Dimensiunile piciorului bielei [38]

Tab. 3.10 Valorile dimensiunilor piciorului bielei

3.6.4.2. Calculul de verificare al piciorului bielei

Alegerea materialului

Forta de intindere a bielei:

N (3.6.4.3)

Se alege fractiunea din forta normala Nφ preluata de piston k=0.1 si se calculeaza raza fibrei medii:

mm (3.6.4.4)

Momentul si forta normala corespunzatoare intinderii:

N (3.6.4.5)

Nmm (3.6.4.6)

N (3.6.4.7)

Nmm (3.6.4.8)

Se alege re=0.5dpe=18 mm , ri=0.5dpi=12.5 mm , β=200

In continuare , se calculeaza grosimea piciorului in zona de racordare cu corpul:

=4.38 mm (3.6.4.9)

Efortul unitar maxim:

Mpa (3.6.4.10)

Forta care comprima biela:

=5587.4 N (3.6.4.11)

Momentul si forta corespunzatoare comprimarii:

N’0=110 N; M’0=150 Nmm;

N (3.6.4.12)

Nmm (3.6.4.13)

Efortul unitar maxim produs de forta care comprima biela:

Mpa (3.6.4.14)

Pentru calculul presiunii si a efortului de fretaj este necesara alegerea urmatorilor parametri:

– strangerea initiala a piciorului s0=0.005 mm;

– temperatura in functionare T=400 K;

– coeficientul de dilatare termica al materialului din care este confectionata bucsa: αb=1.8*10-5 K-1 ;

– coeficientul de dilatare termica al materialului din care este confectionata biela: α=10-5 K-1 ;

– strangerea termica 0.026 mm; (3.6.4.15)

– coeficientul lui Poisson μ=0.3 ;

Presiunea de fretaj este:

(3.6.4.16)

Efortul de fretaj:

Mpa < f,adm=170 Mpa (3.6.4.17)

Pentru calculul coeficientului de siguranta la oboseala global se determina :

Mpa (3.6.4.18)

Mpa (3.6.4.19)

coeficientii : ; ; ; 1=220 MPa; =0.8;

Rezulta coeficientul global:

(3.6.4.20)

Sageata maxima in planul normal al bielei:

0.0004 mm (3.6.4.21)

3.6.4.3. Predimensionarea capului bielei

Dimensiunile capului bielei se determină din [8], pe baza valorilor recomandate ale unor rapoarte, în funcție de alezajul D și de diametrul fusului maneton dm.

Fig. 3.21 Dimensiunile capului bielei [38]

Tab. 3.11 Valorile dimensiunilor capului bielei

3.6.4.4. Calculul capului bielei

Forța maximă de întindere a capului bielei:

N

(3.6.4.22)

Forța de strângere a unui șurub:

N

Forța de prestrângere inițială:

N

(3.6.4.23)

(3.6.4.24)

Forța suplimentară în exploatare:

N (3.6.4.25)

Forta maxima in exploatare:

N (3.6.4.26)

Pentru predimensionarea suruburilor se aleg urmatorii parametri:

coeficientul de siguranta la curgere: c=3;

5.24 mm; (3.6.4.27)

se adopta diametrul filetului conf. STAS 510-74, M8x1.25 , care are diametrul interior al filetului ds=6.64 mm;

Suruburile se verifica la oboseala:

Mpa (3.6.4.28)

Mpa (3.6.4.29)

Mpa (3.6.4.30)

Mpa (3.6.4.31)

Se aleg coeficientii:

coeficientul dimensional : =0.9

coeficientul de rezistenta la oboseala: -1=700 MPa;

coeficientul de calitate a suprafetei: =1.5

coeficientii ψ=0.2; β=4;

Rezulta coeficientul de siguranta la oboseala :

(3.6.4.32)

Dimensiunile capului sunt strans determinate de cele ale fusului maneton , alezajului precum si de diametrul suruburilor.

Diametrul manetonului: dm=0.56D=44 mm; (3.6.4.33)

Lungimea manetonului: Lm=0.5 dm=22 mm; (3.6.4.34)

Lungimea portanta a manetonului L’m= Lm=22 mm; (3.6.4.35)

Presiunea maxima N/mm2 (3.6.4.36)

Presiunea medie N/mm2 (3.6.4.37)

Se adopta factorul de corectie a vitezei =1.05 si grosimea cuzinetului hcu=1.75 mm;

Viteza periferica a fusului maneton: m/s; (3.6.4.38)

Coeficientul de uzura: (3.6.4.39)

Diametrul interior al capului: mm; (3.6.4.40)

Diametrul exetrior al capului: mm; (3.6.4.41)

Grosimea capului: mm; (3.6.4.42)

Raza de racordare cu corpul c,pozitia sectiunii incastrate φc si pozitia sectiunii maxime a corpului se stabilesc in mod analog cu cele ale piciorului:

mm; (3.6.4.43)

Se aleg: hi= mm; he=mm; φc=1300;

mm; (3.6.4.44)

Diametrul exterior al capului:

mm; (3.6.4.45)

Verificarea de rezistenta a capului bielei se face la actiunea fortei Fic , cu o distributie aproximativ sinusoidala pe jumatatea inferioara a capului.

Distanta dintre axele suruburilor: mm; (3.6.4.46)

Momentul si forta normala:

N (3.6.4.47)

Nmm (3.6.4.48)

Coeficientii:; ; (3.6.4.49)

Latimea capului bielei bc=lm; (3.6.4.50)

Aria sectiunii mm2 (3.6.4.51)

Modulul de rezistenta: mm3 (3.6.4.52)

46.4 MPa; (3.6.4.53)

Momentul de inertie al sectiunii capului: mm4 (3.6.4.54)

Momentul de inertie al sectinii cuzinetului: mm4 (3.6.4.55)

Sageata maxima in planul normal la axa bielei:

(3.6.4.56)

3.6.4.5. Predimensionarea corpului bielei

Dimensiunile secțiunii corpului bielei se regăsesc în figura 3.25. Acestea iau valori în funcție de cota H, unde H, la rândul său, ia valori pentru trei zone diferite ale corpului bielei: zona piciorului, zona medie și zona capului, H = (27.4; 30.5; 33.7) mm

În tabelul 3.11 sunt prezentate valorile adoptate ale acestor dimensiuni.

Tab. 3.12 Valorile dimensiunilor corpului bielei

Fig. 3.22 Dimensiunile corpului bielei [38]

3.6.4.6. Calculul corpului bielei

Corpul bielei se verifica la intindere si compresiune in sectiunea medie si minima.

Aria sectiunii minime: mm2 (3.6.4.57)

Tensiunile maxima si minima: MPa (3.6.4.58)

MPa (3.6.4.59)

MPa (3.6.4.60)

MPa (3.6.4.61)

Coeficientul de siguranta la oboseala:

(3.6.4.62)

Aria sectiunii medii:

mm2 (3.6.4.63)

mm3 (3.6.4.64)

Volumul piciorului: dm3 (3.6.4.65)

Volumul corpului in sectiunea medie:dm3(3.6.4.66)

Volumul total: 0.03 dm3 (3.6.4.67)

Forta de intindere a bielei in sectiunea medie:

26467.5 N (3.6.4.68)

MPa (3.6.4.69)

MPa (3.6.4.70)

MPa (3.6.4.71)

MPa (3.6.4.72)

Coeficientul de siguranta la oboseala:

(3.6.4.73)

Se calculeaza urmatorii parametri pentru sectiunea din planul de incastrare:

mm (3.6.4.74)

mm4 (3.6.4.75)

(3.6.4.76)

Mpa (3.6.4.77)

MPa (3.6.4.78)

MPa (3.6.4.79)

MPa (3.6.4.80)

Coeficientul de siguranta la oboseala:

=2.53 (3.6.4.81)

(3.6.4.82)

3.6.5. Arborele cotit

Pentru realizarea desenului de ansamblu se va predimensiona arborele cotit pornind de la valori și intervale recomandate de datele statistice. Se vor determina doar dimensiunile de interes.

Dimensiunile specifice ale arborelui cotit se determină din [8], pe baza valorilor recomandate ale unor rapoarte, în funcție de alezaj.

Fig. 3.23 Dimensiunile arborelui cotit [38]

Tab. 3.13 Dimensiunile arborelui cotit [8]

Raza de racordare a fusurilor cu brațele, ρ, se adoptă .

Capitolul 4. Calibrarea motoarelor cu aprindere prin comprimare

4.1 Introducere

Departamentul DE-MC

Acesta este departamentul de inginerie mecanica , a carei sarcina este definirea conceptia, validarea si reglarea sistemelor de control motor si transmisii automate. In cadrul acestui departament se afla si prestatiile din cadrul serviciului MAP si anume: Reglaj de Baza , Climatic , Agrement de conducere , Depol , OBD , Transmisii automate , cu FAP si Perfo in plus pentru Diesel

Ce inseamna MAP?

MAP (Mise au point) este serviciul care se ocupa cu calibrarea motoarelor pentru realizarea prestatilor cerute de caietele de sarcini.

Calibrarea sau punerea la punct reprezinta stabilirea si atribuirea valorilor optime ale parametrilor de lucru ai softului motor astfel incat sa se obtina cele mai bune prestatii legate de:

cel mai bun compromis intre performanta si fiabilitate;

garantarea functionarii motorului in toate conditiile :frig , cald si altitudine;

cea mai buna resimtire din partea clientului;

respectarea celor mai stricte norme de poluare in vigoare;

supravegherea si diagnosticarea componentelor sistemelor de depoluare;

asigurarea schimbarii optime a rapoartelor (pentru transmisiile automate si robotizate);

c. Activitatea la Agrement

In cadrul UEL-ului (Unitate Elementara de Lucru) V1 , RdB, Agrement si TA , am parcurs la inceput o prezentare generala despre ce reprezinta activitatile specifice prestatiei Agrement , si care sunt strategiile folosite pentru a realiza anumite exigente legate de impactul asupra clientului si de efectul resimtit in conducere , apoi am urmarit aprofundarea temei de stagiu , strategia de supraveghere a structurii cuplu numita si Safety sau Level 2.

4.2Activitatile specifice prestatiei Agrement in conducere

a. Elaborarea cererii de cuplu (referinta de cuplu)

– cuplul cerut de conductor reiese , in principal , dintr-o cartograma de cuplu in functie de pozitia pedalei formatata (progresivitate pedala) si de regimul motor filtrat;

Fig.4.1 Progresivitate pedala

– acesta cartograma de cuplu este reglata pentru a distribui liniar plaja de cuplu (Cmin pana la Cmax)in functie de pedala formatata;

Fig. 4.2 Cartograma de cuplu

b.Recunoasterea rapoartelor din schimbatorul de viteze

– raportul angajat este identificat folosind valoarea V/1000 rpm;

– raportul este recunoscut cand valoarea V/1000 se afla in interiorul unui anumit interval specific fiecarui raport al schimbatorului de viteze;

c.Strategia anti-soc

Scopul strategiei este asigurarea unei functii optime de transfer intre cuplul cerut si cuplul aplicat la roata, avand in vedere urmatoarele cerinte:

– un timp de raspuns minim la accelerare;

– o amortizare cat mai buna a oscilatiilor din lantul cinematic al transmisiei;

Fig. 4.3 Cuplul de corectie

Functia anti-socuri este impartita in trei subfunctii:

– functia supervizor(AJSPV) care produce variabilele de stare necesare celorlalte doua subfunctii: preventiva si curativa;

– functia prevntiva (AJMOD) care filtreaza cererea de cuplu data de cartograma de cuplu conductor in scopul limitarii oscilatiilor lantului cinematic;

– functia curativa (AJCOR) care calculeaza si aplica un cuplu de corectie in scopul contracararii oscilatiilor produse in lantul cinematic al transmisiei.

Fig.4.4 Filtrajul aplicat cuplului

Aceasta prezentare mi-a oferit o idee de ansamblu asupra prestatiei Agrement si mi-a dat ocazia sa inteleg care este rolul acestei prestatii in cadrul departamentului DE-MC.

Strategia pe care am avut-o ca sarcina este aceea de supraveghere a structurii cuplu numita si Safety sau Level 2 , restul softului fiind numit si Level 1 sau lant principal.

4.3Context strategie Safety Level 2

In cadrul acestui stagiu mi-a fost repartizata strategia Safety Level 2 care are rolul de a supraveghea Structura Cuplu si de a detecta anomaliile care pot duce la acceleratii intempestive, anomalii datorate in principal erorilor interne ale calculatorului.

4.3Structura cuplu in Level 1

Structura cuplu reprezinta , in ansamblu , modul de realizare al cuplului de catre motor , pornind de la informatia de pozitie a pedalei de acceleratie , sau de la comanda unor functii ca ESP, LV sau Cruise Control, prin efectuarea calculelor necesare si prin furnizarea comenzilor implicite asupra actuatorilor care controleaza cuplul motor.

Fig. 4.6 Elaborarea cererii de cuplu (parte din Structura Cuplu)

4.4Modul de functionare al strategiei Safety

Supravegherea Structurii Cuplu este bazata pe :

reconstructia unui consemn de cuplu simplificat;(cerere)

reconstructia unui cuplu estimat simplificat ;(realizat)

compararea consemnului de cuplu reconstituit (level 2) cu consemnul de cuplu principal (level 1) ;

compararea consemnului de cuplu reconstituit (level 2) cu reconstructia cuplului estimat (level 2) ;

Fig. 4 Calculul pentru incrementarea contorului de Safety

Daca aceste comparatii releva ecarturi de cuplu mai mari decat pragurile calibrate se intra in modurile degradate specifice : Resetare calculator, Limp Home Papillon, Oprire motor .

Una dintre dificultati este detectarea acceleratiilor intempestive cu precizie pentru evitarea falselor detectii , de aceea trebuie avut in vedere ca :

este intotdeauna posibil sa se supraestimeze (putin) consemnul de cuplu , dar nu trebuie niciodata subestimata pentru ca acest lucru poate duce la false detectii ;

invers, estimarea de catre Safety a cuplului realizat (level 2) trebuie sa fie intotdeauna inferioara sau egala cu cuplul real realizat ( level 1).

Un lucru foarte important este faptul ca aceasta supraveghere permanenta a structurii cuplu consuma din resursele procesorului , de aceea o parte din functiile din Level 1 sunt simplificate .

Modurile degradate asociate :

la o prima detectie a unei incoerente in structura cuplu se face o resetare ECU ( in cazul unui reset efectul asupra clientului este dependent de conditiile de functionare ale motorului) ;

daca se produce o noua detectie in urmatoarele 10 secunde dupa reset , se intra in modul Limp Home Papillon pana la finalul ciclului de rulaj ;

in timp ce Limp Home Papillon este activat , daca presiunea din colector este in continuare mai mare decat un anumit prag calibrabil in functie de regim, se efectueaza oprirea motorului de catre strategie ;

Falsele detectii pot duce la activarea modului Limp Home Papillon si chiar la oprirea motorului , de aceea este importanta calibrarea detectiei cu precautie ;

Fig. 5 Succesiunea modurilor degradate

4.5Principii generale

Majoritatea calibrarilor , tabelelor sau cartograme ale functiei Safety sunt bazate pe calibrari , tabele sau cartograme similare utilizate in structura cuplu Level 1 sau in anumite strategii specifice prestatiei Agrement (ajutor la decolaj, progresivitate pedala , etc.)

Stiind ca este necesara mentinerea completa :

a consemnului de cuplu reconstituit in Level 2 la o valoare superioara celui din level 1;

a cuplului estimat in level 2 la o valoare inferioara celei din level 1.

Este necesara adaptarea interpolarii ( fie manual , fie cu ajutorul unei rutine) pentru a garatnta aceste proprietati.

De asemenea , este important de semnalat ca in anumite zone de functionare ale motorului ( ralanti , plina sarcina), supravegherea structurii cuplu trebuie sa fie inhibata de catre calibrare deoarece dispersiile si imprecizia in estimarea cuplului risca sa conduca la false detectii.

In consecinta, interpolarile in cartogramele de supraveghere pot fi putin mai grosiere pentru ca precizia in anumite zone fara supraveghere nu este necesara.

Absenta supravegherii structurii cuplu in anumite zone de functionare ale motorului nu este o problema :

in cazul unei acceleratii intempestive , regimul de 1500 rot/min ( pragul calibrabil , sub care Safety este inactiva) este depasit rapid intrandu-se din nou in zona activa a supravegherii cuplului ;

in cazul unei acceleratii necesitand un cuplu apropiat de cuplul maxim livrabil de catre motor , un defect al structurii va conduce la livrarea unui cuplu superior cuplului cerut care nu va avea niciun impact asupra securitatii .

functionarea cu temperatura lichidului de racire sub 70°C;

functionarea in timpului schimbarii rapoartelor;

functionarea in cuplu negativ , de exemplu la ridicarea piciorului de pe pedala de acceleratie;

In plus , in cazul unei ridicari de picior de pe pedala de acceleratie , ecarturile mari de cuplu ( superioare pragurilor calibrate in supravegherea structurii cuplu) pot aparea fara ca ea sa fie detectata voluntar de catre strategie.

Scopul strategiei fiind de a detecta situatile cand cuplul real este mai ridicat decat se asteapta ( se traduce de exemplu prin acceleratii intempestive), nu se va tine cont de situatiile de functionare in cuplu negativ, de exemplu la ridicarea piciorului de pe pedala de acceleratie. Intr-adevar , aceasta ar reveni supravegherii unei non-deceleratii sau unei nerealizari a franei de motor insa nu face obiectul strategiei.

4.6 Util de calcul labeluri Safety

In cadrul stagiului sarcina mea a fost realizarea unui util de calcul pentru calibrarile de level 2 , specifice prestatiei Agrement , care sa realizeze calibrarea in mod automat introducand datele de intrare.

Acesta contine o foaie cu datele de intrare , adica labelurile din level 1 necesare calculului celor din level 2 , o foaie de calcul in care se calculeaza valorile labelurilor de level 2 pe baza celor din level 1 conform metodologiei din standardul BMIR-M0017-2013-0012-V1.0 , si o foaie cu datele de iesire , labelurile de Safety.

Cele doua foi cu date de intrare si respectiv iesire au formatul specific fisierelor CSV care se extrag din programul INCA. Pentru extragerea valorilor labelurilor de level 1 din calibrare am folosit un fisier .lab care contine toate aceste labeluri.

Capitolul 5 . Fabricarea bielei

5.1 Analiza functionala a bielei

Biela este organul mecanismului motorului care transmite forta de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit si serveste la transformarea miscarii alternative de translatie a pistonului in miscarea de rotatie a arborelui cotit . Biela este compusa din trei parti : partea articulata cu boltul se numeste piciorul bielei ,partea articulata cu manetonul arborelui cotit se numeste capul bielei,iar partea centrala se numeste corpul bielei .

Fig.5.1 Schema cinematica a bielei

Biela este solicitata de forta de presiune a gazelor la compresiune si flambaj; forta de inertie a grupului piston solicita biela la intindere si compresiune. Biela este supusa la solicitari variabile.Marimea sarcinii aplicate impune bielei o conditie fundamentala:sa posede o rezistenta mecanica superioara.Sub actiunea fortelor ,partile componente ale bielei se deformeaza diferit.

Fig. 5.2 Partile componente ale bielei

5.2 Conditii tehnice

Asigurarea unei rezistente inalte la oboseala si rigiditate corespunzatoare , determina conditii tehnice specifice pentru executie.

In ceea ce priveste geometria bielei se prevede ca axele alezajelor sa fie in acelasi plan si paralele ; abaterile de la coplanaritate si paralelism se admit de maximum 0.03…0.06 mm/100 mm din lungimea bielei; abaterile privind distanta intre axele alezajelor nuvor depasi 0.05…0.1 mm. Se limiteaza ovalitatea si conicitatea alezajului din piciorul bielei la 0.005…0.010 mm, iar a celui din capul bielei 0.008…0.012 mm. Bataia fetelor frontale maximum 0.1 mm. Abaterea de la perpendicularitate a axei gaurii pentru suruburi fata de suprafata de imbinare a capacului bielei cel mult 0.1/100 mm.

Referitor la rugozitatea suprafetelor prelucrate se indica valorile: Ra=1.6 μm pentru suprafata alezajului piciorului inaintea presarii bucsei; Ra=0.8 μm dupa presarea si prelucrarea definitiva a bucsei; Ra=3.2…1.6 μm pentru suprafata alezajului capului inaintea montarii semicuzinetilor; Ra=3.2 μm pentru suprafetele frontale ale capului si piciorului bielei.

5.3 Materiale si tehnologie

Cerintele impuse materialului din care se confectioneaza biela sunt: rezistenta la oboseala , alungire relativa ridicata si rezilienta mare.

Cel mai adecvat material pentru bielele de motoare de autovehicule este otelul de imbunatatire cu continut mediu de carbon (0.35…0.45%). Se utilizeaza in acest scop otelul carbon de calitate, marcile OLC 45 X, OLC 50 X, STAS 880-79, sau oteluri aliate (crom, mangan, molibden, nichel, vanadiu), marcile 40 Cr10, 41 MoCr11, 41 VmoCr17, STAS 791-79.

Corpul bielei se obtine prin forjare sau matritare, in functie de mărime, formă, număr de bucăți cerute , iar la final se supune unui tratament termic.

Capacele de biela pot fi forjate dintr-o bucată cu biela iar apoi desprinse , sau forjate si prelucrate separat. In cazul de fata s-a optat la capitolul 2 pentru tipul constructiv de biela cu capacul obtinut cu restul bielei iar apoi este rupt si montat prin intermediul suruburilor de biela si se prelucreaza ulterior impreuna.

In functie de forma constructiva bielele se pot prelucra prin strunjire , rabotare , frezare.

Pentru echiparea capetelor de biela , la motoarele rapide pentru autovehicule se folosesc cuzineti bimetalici si trimetalici. De regula , acesti cuzineti sunt realizati prin presare din banda de otel , cu grosimi intre 0.9 – 3 mm , pentru cuzinetii subtiri , si pana la 5 mm pentru cuzinetii grosi, aceasta banda fiind acoperita cu compozitie de lagare pe una din parti sau pe ambele parti in cazul cuzinetilor mobili in capul bielei.

Acest tip de cuzineti are avantajul ca reduce greutatea capului , dimensiunile si costul , precum si faptul ca se pot schimba usor.

Suruburile de asamblare a capacelor capetelor de biela sunt solicitate la oboseala si prin soc. Aceste tipuri de solicitari necesita un material cu rezistenta foarte buna , modul de elasticitate si limita de curgere ridicate, rezistenta la soc. Intrunesc aceste cerinte otelurile carbon de calitate si cele aliate. Se recomanda formarea capului surubului prin refulare , dupa care piesa sa fie supusa unui tratament termic de calire si revenire. De asemenea , trebuie acordata o atentie deosebita si prelucrarii suruburilor , pentru evitarea zgarieturilor.

5.4 Realizarea semifabricatului

Asigurarea unei rezistente sporite la oboseala se face printr-o forjare corecta a materialului cu repartizarea corespunzatoare a fibrelor in semifabricat cat si prin metode specifice de durificare a straturilor superficiale.

In general semifabricatele pentru biela se obtin in doua variante: o prima varianta in care corpul si capacul se executa independent si constituie doua piese diferite , iar a doua varianta presupune realizarea acestora in corp comun , ulterior in timpul procesului de prelucrare mecanica sa se faca detasarea capacului de restul corpului.

Dupa procedeul de forjare , se continua procesul tehnologic cu operatiile de tratament termic , normalizare urmata de calire si revenire, dupa care se executa operatiile de curatire si ecruisare cu alice.

5.5 Tehnologia de prelucrare mecanica

Biela cu capacul nu sunt interschimbabile , deoarece sunt supuse unor operatii de prelucrare finala in stare asamblata, la fel ca bucsele de biela, care se prelucreaza definitiv dupa presare, pentru asigurarea preciziei inalte a dimensiunilor si a pozitiilor reciproce.

Pentru prelucrarea bielei se disting , in general , urmatoarele etape : alegerea și prelucrarea bazelor de așezare, respectiv a suprafețelor frontale plane; prelucrarea alezajelor din capul și piciorul bielei; prelucrarea suprafețelor plane de separate ale capului și capacului bielei; prelucrarea găurilor pentru șuruburile de bielă prelucrarea definitivă a alezajelor; ajustarea și sortarea bielelor pe grupe masice și operații de control.

Alegerea si prelucrarea bazelor de asezare. Pentru realizarea unor suprafete plane de reazem, de calitate, procesul tehnologic incepe cu prelucrarea fetelor frontale ale capului si piciorului bielei. Se recomanda ca la prinderea piesei, sa se respecte pozitia de matritare a bielei pentru a avea o repartizare uniforma a adaosurilor de prelucrare. O asemenea metoda de asezare asigura obtinerea unor fete frontale prelucrate, ale capului si piciorului la distantele date de planul de simetrie al semifabricatului.

Prelucrarea fetelor frontale se executa prin frezare, brosare sau rectificare plana.

Prelucrarea prealabila a alezajelor din capul si piciorul bielei. In cazul prelucrarii bielelor forjate separat alezajul din piciorul bielei se executa prin burghiere, orientand piesa dupa conturul piciorului, cu strangere pe fata frontala. La bielele forjate cu capac, asezandu-le pe fetele frontale prelucrate se face strunjirea alezajului din capul bielei pe strunguri paralele; apoi se face detasarea capului prin rupere.

Prelucrarea gaurilor pentru suruburile de biela.Prelucrarea gaurilor pentru suruburi, atat in corpul bielei, cat si in capac, se executa concomitent prin operatii de burghiere, largire, tesire, alezare, filetare pe masini de gaurit cu capete multiaxe. Piesa se orienteaza dupa alezajele din piciorul si capul bielei cu apasare pe suprafata frontala a capacului si corpului.

Prelucrarea de semifinisare a alezajelor din capul si piciorul bielei. Semifinisarea alezajelor se executa dupa asamblarea corpului cu capacul bielei cu ajutorul suruburilor. Prelucrarea consta, de obicei, din operatii de strunjire interioara din mai multe treceri. Pentru asigurarea paralelismului axelor si distantei dintre ele, semifinisarea se realizeaza concomitent pentru capul si piciorul bielei pe agregate speciale cu doua axe, piesele fiind mai inatai centrate pe cele doua gauri si apoi stranse pe fetele frontale laterale.

Ajustarea si sortarea bielelor pe grupe masice. Operatia de ajustare a masei bielelor se executa prin frezare pe masini de frezat orizontale si consta in indepartarea de pe suprafetele celor doua capete a cantitatilor de metal suplimentare, in scopul obtinerii masei prescrise.

In cadrul tuturor etapelor de prelucrare , un rol insemnat il au operatiile de control tehnic de calitate intermediar si final, in cadrul procesului fiind precizate puncte de control dotate cu dispozitive si aparate speciale de verificare.

În tabelul următor se indică succesiunea principalelor operații pentru prelucrarea unei biele forjate cu capacul facând corp comun.

Tabel 5.1 Succesiunea principalelor operatii de prelucrare a bielei

6 Concluzii

Avand in vedere considerentele prezentate se impune existenta unei strategii de Safety pentru supravegherea cuplului pentru a preveni punerea in pericol a vietii conducatorului , in cazul unor erori interne ale calculatorului care poate duce la acceleratii intempestive;

Aceasta necesitate vine din faptul ca nu exista o legatura directa intre pedala si clapeta de acceleratie;

Utilul realizat este folosit pentru o precalibrare a strategiei Safety cu verificare ulterioara pe vehicul si optimizare dupa caz;

Bibliografie

a. STAS 510-74