Proiectarea unui automobil cu sarcina utilă 430kg, masa maximă autorizată 1370kg care se poate deplasa pe drum orizontal cu viteza maximă Vmax203kmh [307688]

Licență

Proiectarea unui automobil cu sarcina utilă 430kg, masa maximă autorizată 1370kg care se poate deplasa pe drum orizontal cu viteza maximă Vmax203kmh [307688]

Byadmin ianuarie 1, 2024

Universitatea “dunĂrea de jos” din galaȚi

facultatea de INGINERIE

Specializarea
AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT DE DIPLOMĂ

Îndrumător: Autor:

conf. dr. Ing. [anonimizat] 2017

Universitatea “dunĂrea de jos” din galaȚi

facultatea de INGINERIE

Specializarea
AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT DE DIPLOMĂ

Proiectarea unui automobil cu sarcina utilă 430[kg], masa maximă autorizată 1370[kg] care se poate deplasa pe drum orizontal cu viteza maximă Vmax=203[km/h]

Îndrumător: Autor:

conf. dr. Ing. [anonimizat] 2017

Rezumat

În cadrul acestui proiect de diplomă a [anonimizat] a maxim cinci persoane.

În prima parte a proiectului s-a [anonimizat]. Cunoscând principalele dimensiuni geometrice și de masă, a [anonimizat], s-[anonimizat], [anonimizat], [anonimizat]. Bazându-[anonimizat], [anonimizat] a performanțelor la demaraj.

Capitolul doi prezintă calculul și construcția motorului cu ardere internă. [anonimizat], am putut realiza calculul termic al motorului și al dimensiunilor fundamentale ale acestuia. Cunoscând aceste date, a fost posibilă trasarea diagramei indicate a motorului. [anonimizat] o importanță fundamentală asupra determinării momentului motor mediu și a puterii efective calculate. În final, a [anonimizat], precum și a [anonimizat]. [anonimizat], urmate de o prezentare a elementelor componente ale acestora. Capitolul se încheie cu calculele de dimensionare și de rezistență a [anonimizat]. În capitolul patru se prezintă rolul cutiei de viteze si calculul de dimensionare.

În ultimul capitol am abordat tema specială optimizarea procesului de injectie la motoarele cu aprindere prin comprimare. [anonimizat] ’’Common Rail’’ si avantajele acestui concept. În continuare am prezentat detaliat principiile de funcționare ale componentelor sistemului de injecție ’’Common Rail’’ .

Cuprins

Memoriu justificativ

Cap.1. Studiul dinamic al automobilului……………………………………………..…….1

1.1 Studiul soluțiilor similare și al tendințelor de dezvoltare…………………………………………….1

Alegerea principalelor dimensiuni geometrice și de masă…………………………………………..4

Pneurile automobilului……………………………………………………………………………………………6

Studiul ergonomic al postului de conducere………………………………………………………………7

Definirea condițiilor de autopropulsare…………………………………………………………8

1.5.1 Randamentul transmisiei………………………………………………………………………………………8

1.5.2 Stabilirea valorii pantei maxime, la limita aderentei………………………………………..8

1.5.3 Rezistența la rulare, a aerului și la urcarea pantei………………………………………………9

1.5.4 Rezistența la demarare…………………………………………………………………………………10

1.5.5 Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilului………………………………………11

1.6 Calculul de tracțiune………………………………………………………………………….11

1.6.1 Determinarea puterii maxime a motorului………………………………………………..11

1.6.2 Calculul analitic al caracteristicii exterioare……………………………………………….12

1.6.3 Determinarea cuplului maxim al motorului………………………………………………..13

1.6.4 Stabilirea vitezei maximă pe panta stabilită, la limita aderenței…………………….14

1.6.5 Alegerea tipului motorului……………………………………………………………………….14

1.6.6 Determinarea rapoartelor de transmitere de valoare maximă

respectiv minimă ale transmisiei……………………………………………………………….14

1.6.7 Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze

și a mărimii rapoartelor de transmitere ale automobilului……………………………..15

1.6.8 Caracteristica de tractiune si de putere a automobilului……………………………….16

1.7 Determinarea performantelor de demarare ale automobilului………………………………….18

1.8 Determinarea performantelor la frânare………………………………………………………………….23

1.9 Stabilitatea longitudinală și transversală a automobilului………………………………………….27

Cap. 2 Calculul motorului cu ardere internă al automobilului……………………………………29

2.1 Calculul termic al motorului…………………………………………………………………………………..29

2.2 Determinarea dimensiunilor principale ale mecanismului motor si a

numarului de cilindri ai motorului…………………………………………………………………………..31

2.3 Trasarea diagramei indicate…………………………………………………………………………………..32

2.4 Studiul cinematic și dinamic al mecanismului motor………………………………………………..32

2.5 Dimensionarea și elemente de calcul pentru organele mecanismului motor…………………46

Cap. 3 Construcția și calculul ambreiajului………………………………………………………………56

3.1 Alegerea tipului constructiv…………………………………………………………………………………..57

3.2 Alegerea parametrilor principali…………………………………………………………………………….57

3.3 Analiza soluțiilor constructive pentru partea condusă și elemente de calcul………………….58

3.4 Analiza solutiei constructive și calculul părții conducătoare………………………………………61

3.5 Elemente de calcul ale mecanismului de acționare……………………………………………………64

Cap. 4 Calculul și construcția cutiei de viteze……………………………………………………………66

4.1 Alegerea tipului constructiv……………………………………………………………………………………66

4.2 Organizarea cinematică a mecanismului reductor……………………………………………………..69

4.3 Dimensionarea geometrico-cinematică…………………………………………………………………….79

4.4 Calculul forțelor din angrenajele cu roți dințate………………………………………………………..82

4.5 Calculul arborilor și calculul reacțiunilor…………………………………………………………………83

Cap. 5 Tema specială………………………………………………………………………………………………85

5.1 Introducere…………………………………………………………………………………………………………..85

5.2. Direcții de optimizare și modernizare a sistemului de injecție……………………………………85

5.2.1 Reducerea zgomotului……………………………………………………………………………..85

5.2.2 Reducerea poluării…………………………………………………………………………………..86

5.2.3 Reducerea consumului de combustibil……………………………………………………….87

5.2.4 Performanțe ridicate………………………………………………………………………………..87

5.3 Sistemul de injecție Common Rail la m.a.c………………………………………………………………87

5.3.1 Principiul de funcționare…………………………………………………………………………..87

5.3.1.2 Funcțiile auxiliare…………………………………………………………………………………89

5.3.2 Caracteristicile injecției……………………………………………………………………………89

5.3.2.1 Caracteristicile injecției convenționale………………………………………….89

5.3.2.2 Caracteristicile de injecție pentru sistemul de injecție Common-Rai…90

5.3.3 Sistemul de alimentare cu combustibil……………………………………………………….90

5.3.3.1 Circuitul de joasă presiune………………………………………………………….92

5.3.4 Pompa de înaltă presiune………………………………………………………………………….92

5.3.5 Acumulatorul de presiune( rampa de înaltă presiune) ………………………………..93

5.3.6 Injectoarele…………………………………………………………………………………………….94 5.3.7 Unitatea de comandă electronica………………………………………………..97

Concluzii…………………………………………………………………………………..…98

Anexe …………..…………………………………………………………………………….99

Bibliografie…………………………………………………………………………………………………………….106

Memoriu justificativ

Tendința actuală în proiectarea autovehiculelor este bazată pe câteva criterii care au început să se contureze cel mai mult în ultimii ani, odată cu apariția fenomenului de criză economică globală, și a previziunilor sumbre legate de epuizarea resurselor de petrol în următoarea jumătate de secol. Astfel, producătorii de autovehicule au recurs la adoptarea unor soluții constructive pentru autovehiculele noi care să satisfacă pe cât posibil cerințele clienților legate de costurile de achiziție și întreținere, precum și consumul redus de carburant, fără a se face rabat de la fiabilitate, siguranță și performanțe tehnice ridicate. O altă direcție necesară ce trebuie avută în vedere este reducerea emisiilor poluante produse de motor.

Ținând seama de aceste aspecte, scopul lucrării de față este proiectarea unui autovehicul bazată pe soluțiile similare existente pe piață, cu obținerea unor performanțe superioare. Astfel, este necesară studierea dinamicii autovehiculului, a motorului cu ardere internă și transmisiei, precum și a sistemului de injecție utilizat, cele patru fiind dependente una față de alta în vederea realizării obiectivului propus.

Studiind literatura de specialitate se poate constata că există un număr mare de metode prin care autovehiculele pot fi îmbunătățite. Cea mai la îndemână metodă pare a fi sporirea puterii litrice a motorului. Aceasta se poate obține prin creșterea turației motorului, fie prin adoptarea unui număr mai mare de cilindri de alezaje mici, fie prin reducerea numărului de cilindri și introducerea supraalimentării. Aceste soluții nu sunt viabile din mai multe puncte de vedere. În primul rând, odată cu creșterea numărului de cilindri crește și masa autovehiculului, cu influențe semnificative asupra performanțelor dinamice și de consum. Supraalimentarea aduce un plus în ceea ce privește puterea, cuplul și consumul, însă complică foarte mult construcția motorului, rezultând un cost de achiziție și întreținere al autovehicului ridicat. Astfel, soluția preferată de altfel de cea mai mare majoritate a producătorilor de autovehicule, precum și cea analizată în cadrul acestei lucrări este cea a motorului cu patru cilindri în linie, amplasat transversal. Creșterea turației acestui tip de motor se obține prin mărirea alezajului cilindrului, corelată cu reducerea lungimii pistonului și utilizarea unor materiale bazate pe aliaje de aluminiu. Rezultatele obținute în urma calculului motorului ales sunt superioare valorilor oferite de literatura de specialitate.

Pentru reducerea poluării și economia de combustibil, a fost necesară implementarea unui sistem electronic avansat, capabil să realizeze un dozaj corespunzător, cu abateri minime de la amestecul stoichiometric (λ = 1). Sistemul permite funcționarea în buclă închisă, senzorul Lambda asigurând păstrarea parametrilor de stare ai motorului la valori standard de funcționare. Pentru a nu penaliza performanțele de putere, sistemul a fost proiectat în așa fel încât să fie capabil să treacă în buclă deschisă, la regimurile de accelerare și sarcină plină.

Calculele realizate pe tot parcursul proiectului reflectă cât mai exact performanțele de putere, cuplu și consum, acestea fiind realizate în condiții de încărcare maximă, la sarcini pline ale motorului. Pentru simplificarea acestor calcule și asigurarea obținerii unor rezultate concludente, s-a apelat la utilizarea programului Microsoft Excel. De asemenea, măsurătorile realizate în vederea optimizării sistemului de injecție au fost efectuate cu aparate de ultimă generație.

Cap. 1 Studiul dinamic al automobilului

Studiul soluțiilor similare

Pentru abordarea unui nou tip de autoturism, folosind datelele puse la dispoziție prin temă, este necesară căutarea unor soluții constructive, deja existente, care să prezinte parametri asemănători cu cei ai autoturismului ce urmează a fi proiectat.

Toate datele legate de organizarea generală, dimensiunile geometrice și de masă, precum și modul de dispunere a motorului și punților motoare, de organizare a transmisiei, se vor adopta conform literaturii de specialitate.

Tabelul 1.1 prezintă un exemplu de studiu al soluțiilor similare, urmărind în paralel caracteristicile tehnice ale mai multor modele de autovehicule.

Tab.1.1 Exemple de automobile din aceeași clasa:

Analizând cu atenție informatiile din tabelul 1.1 și având în vedere tendințele de dezvoltare caracteristice pentru fiecare categorie de autovehicule cercetate se pot stabili, pentru început, prin comparare, unele date inițiale, absolut necesare pentru calcul și predimensionare, cum ar fi: organizarea generală, dimensiunile geometrice, greutatea autovehiculului și repartizarea sa pe punți, alegerea anvelopelor și determinarea razei de rulare.[2]

Fig. 1.1 Dimensiuni geometrice

Fig.1.2 Dimensiuni generale

Fig.1.3 Performanțele energetice ale motoarelor, dinamice de viteză maximă

și de consum de combustibil

1.2 Alegerea principalelor dimensiuni geometrice și de masă

Autovehiculul este un vehicul rutier autopropulsat care se poate deplasa pe un drum sau pe un traseu neamenajat, fiind echipat cu roți, cu șenile , cu patine sau cu pernă de aer.

Amenajarea generală a autovehiculului de proiectat se adoptă în urma studiului soluțiilor similare de organizare generală a altor autoturisme și al datelor impuse prin tema de proiectare.

Dimensiuni geometrice

Având în vedere aceste concluzii, cunoscând datele impuse prin tema de proiectare și urmărind tendințele actuale din construcția de automobile am adoptat principalele dimensiuni geometrice și de masă pentru un autoturism cu 5 locuri și viteză maximă 203 [km/h]:

-lungimea totală – La = 4200 [mm];

-lățimea totală – l = 1790 [mm];

-înăltimea totală – H = 1480 [mm];

-ampatament – L= 2570 [mm];

-ecartament față – Bf = 1540 [mm];

-ecartament spate – Bs = 1510 [mm];

-consolă față – C1 = 850 [mm];

-consolă spate – C2 = 780 [mm].

Greutatea automobilului

Greutatea autovehiculelor este un parametru important la proiectare și reprezintă suma greutății tuturor mecanismelor și agregatelor din construcția acestuia precum și greutatea încărcăturii.

În cazul automobilelor metoda recomandată pentru alegerea greutății proprii constă în adoptarea ei pe baza maselor proprii ale tipurilor similare, tinându-se cont de tendințele de dezvoltare care vizează utilizarea unor soluții constructive și materiale cu mase proprii reduse, astfel că se creează premisa reducerii maselor proprii.

Astfel în urma studiului soluțiilor similare masa proprie a automobilului se adoptă:

(g=10 [m/s]) (1.1)

0

Greutatea totală pentru autoturisme este:

18000 [N] (1.2)

Masa autovehiculului este considerată în centrul de greutate situate în planul vertical, ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziția centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale a si b și înăltimea hg conform STAS 6926/2-78.

Alegerea poziției centrului de masă se poate face prin utilizarea de valori medii după date oferite de literatura de specialitate. Astfel, se adoptă parametrul:

(1.3)

Din relația anterioară vor coordonatelor longitudinale:

(1.4)

(1.5)

Cu ajutorul coordonatelor longitudinale a și b găsite se va determina greutatea totală pe puntea față respective spate cu următoarele relații:

(1.6)

(1.7)

Pe drum orizontal (α=0 o):

(1.8)

9900 [N]

(1.9)

8100 [N]

Înălțimea hg se determină adoptând =cc= 0,3 de unde va rezulta înalțimea hg :

(1.10)

771 [mm]

Fig. 1.4 Dimensiuni geometrice și de masa

1.3 Pneurile automobilului

Roțile de automobil sunt alcătuite dintr-o jantă metalică, pe care se montează o anvelopă de cauciuc în interiorul căruia se află volum de aer comprimat, ori uneori o cameră cu aer comprimat. Rigiditatea depinde de materialul anvelopei, de construcția ei, de presiunea interioară a aerului din pneu și de duritatea suprafeței de sprijin. Rigiditatea anvelopei este dată de raportul dintre creșterea forței care acționează asupra pneului și deformația determinată de această creștere.

Funcție de greutatea repartizată punților se poate determina masa ce revine unui pneu folosind relațiile:

-pentru pneurile punții față:

(1.11)

[N]

-pentru pneurile punții spate:

(1.12)

[N]

Pentru asigurarea unei bune confortabilități puntea față trebuie să fie caracterizată de o elasticitate mai mare decât puntea spate. La obținerea elasticității punții față contribuie și utilizarea presiunii interioare a aerului din pneu, de obicei mai mică în față decât în spate.

Prin reducerea presiunii pneurilor pe puntea din față, se reduce rigiditatea lateral a pneului, astfel că prin sporirea deviațiilor laterale se favorizează imprimarea unui character constructive de subvirare, caracterizat de tendința de autostabilitate pe traiectoria rectilinie.

S-au adoptat anvelopele tip 205/55 R16 84H cu următoarele caracteristici:

-diametrul exterior D0=631.9 [mm]

-lățimea benzii de rulare 205 [mm]

-înalțimea flancului 112.75 [mm]

-indicele de greutate 4500 (max 450 [kg/roata])

-indicele de viteza „H” (max 210 [km/h]).

Pentru calculele de dinamica autovehiculului este necesară cunoașterea razei de rulare, care se apreciază analitic funcție de raza nominală a roții și un coeficient de deformare.

Raza de rulare se poate determina in funcție de raza liberă:

(1.13)

(1.14)

[mm];

unde

1.4. Studiul ergonomic al postului de conducere

Limitele de amplasare a organelor de comandă manual și dimensiunile principale ale postului de conducere al conducătorului auto se aleg conform STAS 12613-88, astfel încât acestea să fie în permanență în raza de acțiune determinată de dimensiunile antropometrice ale conducătorului auto.

a)Unghiul de înclinare spre înapoi .

b)Distanța verticală de la punctul R la punctul călcâiului,

c)Cursa orizontală a punctului R,

d)Diametrul volantului,

e)Unghiul de înclinare al volantului, .

f)Distanța orizontală între centrul volantului și punctul călcâiului,

g)Distanța verticală între centrul volantului și punctul călcâiului,

Se adoptă următoarele dimensiuni:

β = 25̊

Hz = 250 [mm]

D = 400 [mm]

α = 45̊

Wx = 750 [mm]

Wz = 650 [mm]

Fig. 1.5 Ergonomia postului de conducere[2]

1.5. Definirea condițiilor de autopropulsare

Mișcarea autovehiculului este determinată de mărimea, direcția și sensul forțelor active și a forțelor de rezistență ce acționează asupra acestuia.

Definirea condițiilor de autopropulsare precede calculului dinamic de tracțiune împreună cu care condiționează performanțele autovehiculului.

1.5.1. Randamentul transmisiei

Pentru propulsarea autovehiculului puterea și cuplul dezvoltate de motor trebuie să fie transmise roților motoare ale acestuia.

Transmisia fluxului de putere și a cuplului sunt caracterizate de pierderi datorate fenomenelor de frecare dintre organele transmisiei. Calitativ, pierderile de putere și de cuplu din transmisie se apreciaza prin randamentul transmisiei . Pentru a obține un cuplu suficient de mare la roțile motoare, cuplu care să asigure un demaraj corespunzător, transmisia realizează prin raportul de transmitere global, o creștere a cuplului și o reducere a turației; se realizează astfel adaptarea caracteristicii de turație a motorului la cerințele de la roțile motoare.

Randamentele subansamblelor componente ale transimisiei:

(în treapta de priză directa); (în celelalte trepte);

transmisia principală: ;

transmisia cardanică: ;

randamentul reductorului distribuitor:

Am adoptat

1.5.2 Stabilirea valorii pantei maxime, la limita aderenței

Forța de tracțiune maximă la limita de aderență nu poate depași greutatea aderentă:

(1.15)

Se adoptă φ, coeficientul de aderență,

Rezultă:

(pentru tracțiune față).

Unghiul maxim este stabilit din condiția de aderență,

16,91880745 sau 0,295288896

Rezultă că unghiul maxim al pantei, care va putea fi abordată cu o anumită viteză in treapta 1 a CV este .

(1.16)

sau 0,277835603

Panta corespunzătoare unghiului va fi:

(1.17)

28,5212414

1.5.3. Rezistența la rulare, rezistența aerului și la urcarea pantei

Rezistenața la rulare ( Rr ) este o forță ce are acțiune permanentă la rularea roților pe cale, de sens opus sensului deplasării autovehiculului. În calculele de proiectare dinamică a autovehiculelor, rezistența la rulare este luată în considerare prin coeficientul global rezistenței la rulare f.

Am adoptat coeficientul rezistenței la rulare, conform îndrumarului, ca fiind:

;

Cu toate că rezistența la rulare a roților motoare este mai mare decât a roților libere, datorită deformării tangențiale a pneului provocată de momentul motor la roată, experimentele au condus la concluzia că influența este destul de mică astfel încât în calculele obișnuite nu se ia în considerație diferența dintre acestea.

Forța rezistentă la rularea roților, pentru autovehiculul fără remorcă:

(1.18)

242,3 [N]

Puterea necesară pentru învingerea rezistenței la rulare este:

(1.19)

Unde: – viteza de rulare a autovehiculului.

Rezistența aerului Ra, care se opune mișcării autovehiculului, se manifestă ca rezultanta unor forțe paralele cu planul căii de rulare, de sens opus înaintării, rezistență care se consideră că acționează într-un punct din planul frontal al autovehiculului, denumit centru frontal de presiune. În marea majoritate a cazurilor, deplasarea autovehiculelor nu se face într-o atmosferă liniștită, vehiculele fiind solicitate și la acțiunea vântului, a cărui direcție în general nu coincide cu direcția de mers.

Ținând seama de unghiul ψ, de incidența vitezei vântului cu viteza de mers a autovehiculului, rezultă viteza relativă de acțiune a aerului asupra vehicului:

(1.20)

– viteza maximă de deplasare a autovehiculului

– viteza vântului ( cu valori între 0-12 m/s)

Unghiul ψ se recomandă între 0˚- 45˚. Se adoptă

Densitatea aerului nu este constantă, ea depinzând de presiunea aerului, p, si temperatura acestuia, T.

În condiții standard:

Dacă condițiile sunt altele decât cele standard, densitatea aerului ρ se calculează cu relația:

. (1.21)

Rezistența exercitată de aer asupra vehiculului cu roți se determină cu relația:

(1.22)

Unde: – coeficient aerodinamic de penetrație; – suprafața frontală a autovehiculului; – coeficient aerodinamic frontal; – factor aerodinamic.

Aria suprafeței frontale A este aria proiecției vehiculului pe un plan perpendicular pe direcția de mișcare; pentru calcule aproximative se admite, unde B este ecartamentul mediu, iar H înălțimea maximă; C – coeficient de corecție; adoptăm C=0,78;

(1.23)

Coeficientul aerodinamic k ia valori între 0,2-0,35 [kg/m3]. Am adoptat k = 0,25 [kg/m3].

Rezistența aerului se calculează cu formula:

(1.24)

Puterea necesară învingerii rezistenței aerului este:

(1.25)

[kW]

Dacă se circulă într-o atmosferă fără vânt, atunci Vx = Va și relațiile anterioare devin:

[kW]

1.5.4. Rezistența la demarare

Regimurile tranzitorii ale mișcării automobilului sunt caracterizate de creșteri ale vitezei în cazul demarajelor respectiv de reduceri ale vitezei în cazul frânării. Rezistența la demarare (Rd) este o forță de rezistență ce se manifestă în regimul de mișcare accelerată a autovehiculului.

Rezistența la accelerare este:

(1.26)

Unde: , , =coeficientul de influență al maselor în mișcarea de rotație asupra mișcărilor de translație a autovehiculului.

1.5.5. Ecuația generală de mișcare a automobilului

Pentru stabilirea ecuației generale a mișcării, se consideră autovehiculul în deplasare rectilinie, pe o cale cu înclinare longitudinală de unghi α, în regim tranzitoriu de viteză cu accelerație pozitivă. Luând în considerare acțiunea simultană a forțelor de rezistență și a forței motoare (de propulsie) din echilibru dinamic după direcția mișcării, se obține ecuația diferențială:

(1.27)

Unde :

forța de tracțiune :

5727,272 [N] (1.28)

puterea la roțile motoare:

W] (1.29)

1.6. Calculul de tracțiune

Calculul de tracțiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului și transmisiei automobilului, astfel ca autovehiculul de proiectat cu caracteristicile definite anterior și în condițiile precizate în capitolul precedent să fie capabil să realizeze performanțele prescrise în tema de proiectare sau a performanțelor celor mai bune modele existente sau de perspectivă.

1.6.1. Determinarea puterii maxime a motorului

Funcție de condițiile de autopropulsare a autovehiculului , în ecuația de mișcare se definesc mai multe forme particulare:

pornirea din loc cu accelerația maximă;

În acest caz ecuația generală de mișcare capătă forma particulară

(1.30)

deplasarea pe calea cu pantă maximă la viteză constantă;

(1.31)

5224,652 [N]

deplasarea cu viteza maximă pe drum orizontal ;

(1.32)

Din condiția deplasării pe drum orizontal, cu viteza maximă impusă, regim de viteză constantă, fără rezervă de putere, rezultă puterea maximă necesară a motorului:

(1.33)

103.26 [kW]

Forța de tracțiune corespunzătoare vitezei maxime:

(1.34)

Din condiția deplasării pe panta maximă (αp), cu viteza maximă pe pantă (Vp), regim de viteză constantă, fără rezervă de putere, rezultă puterea motorului la panta maximă considerată respectiv forța de tracțiune maximă:

(1.35)

59,030 [kW]

(se recomandă

Forța de tracțiune maximă:

(1.36)

1.6.2. Calculul analitic al caracteristicii exterioare a motorului

Caracteristica externă (Pe , Me , la sarcina totală) se obține utilizând relațiile:

[kW] (1.37)

[Nm] (1.38)

Coeficientul de elasticitate al motorului ce se adopta:

Coeficientul de adaptabilitate al motorului ca se adopta:

Coeficienții α,β,γ, pentru m.a.s. se determină cu relațiile:

(1.39)

(1.40)

(1.41)

Variația consumului specific efectiv de combustibil se determină cu relația:

(1.42)

Turația economică la funcționarea pe caracteristica exterioară, corespunzătoare consumului specific efectic minim, rezultă din condiția:

=> (1.43)

Rezultă consumul specific efectiv minim:

(1.44)

Consumul orar poate fi obținut folosind relația:

(1.45)

Fig 1.6 Caracteristica exterioară a motorului

1.6.3. Determinarea cuplului maxim al motorului

Folosind relația pentru calculul analitic al caracteristicii exterioare a cuplului:

[Nm] (1.46)

Rezultă variația cuplului de turație, variație care permite stabilirea valorii maxime a cuplului motor și turației corespunzătoare acestui regim.

Conform caracteristicii exterioare prezentate în figura 1.6 de mai sus rezultă: Mmax=320[Nm]/1760rpm.

Pe baza calcului caracteristicii exterioare rezultă regimurile de putere maximă respectiv de cuplu maxim cât și coeficientul de elasticitate si adaptabilitate, valorile fiind centralizate în următorul tabel:

Tabelul 1.2

1.6.4. Stabilirea vitezei maximă pe panta stabilită, la limita aderenței

Folosind valoarea puterii calculată pentru regimul de cuplu PM, rezultă viteza maximă pe panta maximă stabilită de unghi αp, rezolvând ecuația de gradul 3:

, rezultând Vp. (1.47)

Vp=30,606[km/h]

1.6.5. Alegerea tipului motorului

Pe baza caracteristicii exterioare, a turațiilor specifice a regimurilor de putere maximă și de cuplu maxim, cât și a studiului modelelor similare se va preciza tipul de motor. Tipul motorului este m.a.c.

Tabelul 1.3 Caracteristicile motorului

1.6.6. Determinarea rapoartelor de transmitere de valoare maximă respectiv minimă ale transmisiei

Funcționarea automobilului în condiții normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu, intervalul rezistențelor la înaintare fiind foarte extins. În aceste condiții rezultă că la roțile motoare ale autovehiculului, necesarul de forță de tractiune și de putere la roată sunt caracteristici în funcție de viteza de deplasare. Pentru ca automobilul să poată permite deplasarea cu diverse viteze impuse, pe diverse tipuri de drum, este necesar ca transmisia trebuie să permită adaptarea caracteristicilor de cuplu și putere ale motorului cu cerințele de la roțile motoare. In acest sens rolul transmisiei este de a amplifica cuplul motor și de a reduce turația..

Valoarea maximă posibilă a raportului de transmitere al transmisiei, în treapta 1 cutiei de viteze rezultă din condiția:

(1.48)

Valoarea minimă a raportului de transmitere al transmisiei este determinată din condiția cinematic de realizare a vitezei maxime de deplasare, când motorul funcționează la turația maximă corespunzătoare regimului de putere maximă. Raportul de transmitere i0 se realizează în puntea motoare, fie numai prin angrenajul conic, fie prin angrenajul conic și celelalte angrenaje de reducere a turației cu funcționare permanent, montate în punte.

Calculul raportului de transmitere al transmisiei principale se realizează în condițiile de viteză maximă, în ultima treaptă a cutiei de viteze:

(1.49)

Se determină apoi raportul de transmitere al transmisiei principale:

(1.50)

=2,384

1.6.7. Determinarea numărului de trepte pentru cutia de viteze și a mărimii rapoartelor de transmitere ale transmisiei

Numărul de trepte din CV este :

(1.51)

Valoarea obținută se rotunjește la un număr întreg superior și se recalculează rația progresiei geometrice

Ținând cont de tipul si destinația autovehiculului, funcționarea economică a automobilului presupune ca la astfel de regimuri de deplasare, motorul să funcționeze în zone cu consum favorabil, respectiv la turația medie economică, se recomandă introducerea ultimei trepte (ori penultima) în cutia de viteze a unei trepte econoame, calculată cu relația:

(1.52)

(1.53)

(1.54)

Raportul de transmitere al transmisiei principale:

(1.55)

Tab. 1.4 Rapoartele de trasmitere în cutia de viteze

1.6.8. Caracteristica de tracțiune și de putere a automobilului

Factorul dinamic, în treapta 'k' este:

(1.56)

Folosind exprimarea forței de tracțiune:

(1.57)

și a turației:

(1.58)

Rezultă factorul dinamic în treapta 'k':

(1.59)

Pentru fiecare treaptă, viteza căreia îi corespunde rezistența specific maximă se determină din condiția: , ceea ce determină:

(1.60)

Se va reprezenta forța de tracțiune,folosind relația:

(1.61 )

Respectiv forța rezistentă pentru rularea pe drum orizontal:

(1.62)

unde: , folosind intervalele de viteză precizate pentru fiecare treaptă de viteză a CV.

Rezultă următorul grafic:

Fig. 1.7 Graficul forței de tractiune

Se observă că valorile ridicate ale forței de tracțiune sunt obținute în treptele inferioare, iar forța rezistentă și cea de tracțiune în ultima treaptă se intersectează în dreptul vitezei maxime.(Anexa nr. 1)

Folosind intervalele de viteză precizate pentru fiecare treaptă de viteză a CV, se va reprezenta puterea la roțile motoare , , cât și puterea rezistentă la drum orizontal folosind relațiile:

(1.63)

(1.64)

Va rezulta următorul grafic:

Fig. 1.8 Caracteristica puterilor

Din grafic reiese că valorea maximă a puterii la roțile motoare are aproximativ aceeași valoare în toate treptele de viteză. La fel ca și în cazul forței de rezistența, puterea de rezistența se intersectează cu puterea din ultima treaptă a cutiei de viteze tot în dreptul vitezei maxime.

La aceeași viteză, în trepte inferioare, puterea la roți are valoare mai ridicată. Aceeași valoare a puterii la roți corespunde unei valori mai mari a vitezei pe masură ce se trece în trepte superioare.(Anexa nr. 1)

1.7. Determinarea performanțelor de demarare ale automobilului

Accelerația automobilului

Din expresia factorului dinamic rezultă accelerația pentru fiecare treaptă a CV

(1.65)

De obicei se studiază performanțele automobilului pentru drum orizontal, caz în care

și rezultă:

(1.66)

Factorului dinamic la limita de aderență care este:

unde (1.67)

Accelerația la limita aderenței:

(1.68)

Va rezulta graficul caracteristicii accelerațiilor peste care s-a suprapus și accelerația la limita aderenței:

Fig.1.9 Caracteristica acceleratiilor

Se observă că la viteza maximă acceleratia este nulă. În treapta I accelerația este maximă, iar accelerația la limita de aderență pentru drum betonat uscat este mai mare decât cea din treapta I a cutiei de viteze(Anexa nr. 2)

Calculul timpului de demarare

Timpul de demarare reprezintă timpul necesar de creștere a vitezei automobilului între viteza minimă în treapta întâi a cutiei de viteze și viteza maximă de deplasare în ultima treaptă, în ipoteza că motorul funcționează pe caracteristica exterioară și că schimbarea treptelor se face instantaneu.

Pentru calculul timpului de demaraj se pornește de la definiția accelerației:

Rezultă expresia timpului elementar:

Pentru calcul se recurge, prin integrare, la diagrama inversului accelerației și se integrează folosind o metodă numerică (de exemplu metoda trapezului).

Observație: La viteza maximă a automobilului, accelerația fiind nulă, inversul accelerației va fi infinit. În aceste condiții expresia timpului de demaraj va fi:

Timpului de demarare de la o viteză inferioară Va1 la o viteză superioară Va2 este:

unde: “a” reprezintă accelerația mișcării autovehiculului, stabilită pentru fiecare treaptă de viteze, prin care se trece de la Va1 la Va2.

Timpul de demarare corespunzător treptei de viteză "k", reprezintă în baza relației anterioare, aria cuprinsă între axa absciselor și curba de variație a raportului "1/a".

Pentru determinarea pe cale grafică a suprafeței de sub curba "1/a", se împarte intervalul de viteze considerate Vok – Vnk în mai multe subintervale suficient de mici, de marime egală cu "dv".

Trasând drepte verticale prin extremitățile acestor subintervale până la curba inversului accelerației , se formează o succesiune de trapeze ΔTi ale căror arii se determină:

Timpul de demarare de la viteza "Vok" la viteza "Vnk" în treapta respectivă de viteză va fi obținut prin însumarea suprafețelor ΔTi:

unde: n – numărul de trapeze (intervale de mărime dv) din intervalul V0k – Vnk .

Pentru a se determina timpul de demarare de la pornirea de pe loc pînă la "Vmax", se construiește diagrama inversului accelerației pentru toate treptele de viteză, considerându-se că trecerea de la o treaptă la alta se face fără întreruperile necesare schimbării treptelor cutiei de viteze.

Fig. 1.11 Determinarea timpului de demarare

Ținând seama că la viteze mari, apropiate de viteza maximă, accelerația este foarte mică (tinde către 0), determinarea timpului de demarare ‘td‘ se limitează de obicei la timpul până când se atinge 0,9 din Vmax.

Se împarte câmpul de viteze de la Vmin = 0 până la Vn = 0,9Vmax în intervale mici, ca și în cazul unei singure trepte de viteză. Pentru fiecare treaptă de viteze se va considera intervalul de viteze, cel corespunzător absciselor punctelor de intersecție ale graficelor “1/a” cu cel al treptei inferioare respectiv superioare, astfel încat să nu apară suprapuneri de arii și, deci, creșteri ale timpului de demarare.

Pentru fiecare treaptă de viteze se va calcula timpul de demarare de la viteza minimă din treaptă la viteza maximă din treaptă (intervalele Vmin-Vmax,1;Vmax,1-Vmax,2;Vmax,2 -Vmax,3; Vmax,3-0,9Vmax ). Se vor evita suprapunerile de tipul celor hașurate în fig. 1.10 care ar duce la mărirea timpului de demarare.

Se determină ariile trapezelor formate între axa absciselor și curbele raportului "1/a":

Aceste arii, însumate, reprezintă timpul de demarare corespunzător intervalului de viteze considerat:

Fig. 1.12 Timp demarare

Se observă că, pentru atingerea vitezei de 100 km/h, sunt necesare aproximativ 12.4 s. Timpul de demarare calculat, deși diferă, este destul de apropiat de timpul de 10.8 s dat de constructor. Această diferență apare datorită metodei teoretice prin care a fost calculat timpul de demarare și datorită erorilor de rotunjire. Astfel, orice trasmisie de automobile se calculează, într-o primă fază prin metoda teoretică, iar apoi se adaptează motorului, folosind caracteristicile acestuia, rezultând în final caracteristici de demaraj superioare pentru automobil.

Un alt aspect important este acela că timpul de demarare dat de constructorii de mașini se determină cu autovehiculul incarcat doar cu șofer și rezervorul plin și nu la sarcină maximă autorizată, cum este cazul calculului de mai sus.(Anexa nr. 3)

Calculul spatiului de demarare

Prin spațiului de demaraj se înțelege distanța parcursă de automobil în timpul demarajului până la viteza dorită.

Pentru calculul spațiului de demaraj se folosește relația de definiție a vitezei:

de unde se deduce expresia spațiului elementar:

Fig.1.13 Determinarea grafică a spațiului de demarare

Spațiul de demarare total Sd se exprimă prin relația:

Rezultă, folosind graficul timpului de demaraj:

Spațiul de demarare este reprezentat de aria cuprinsă între ordonată și graficul până la viteza considerată.

Pentru determinarea acestei arii, se împarte intervalul de timp pentru demarare în subintervale “dt” suficient de mici și se divide întreaga suparafață în trapeze a căror arie "ΔSi" se determină cu relația:

Spațiul de demarare va fi :

Fig. 1.14 Spatiul de demarare

Se observă că pentru atingerea vitezei de 100[km/h] sunt necesari 207[m]. (Anexa nr. 3)

1.8 Calculul performanțelor la frânare

Determinarea reacțiunilor normale ale căii de rulare asupra roților

Fig. 1.15 Reactiunile normale[1]

Reacțiunile normale ale căii de rulare sunt forțe normale la suprafața de contact dintre pneuri și calea de rulare. Reacțiunile normale din planul longitudinal sunt egale și de sens contrar sarcinilor pe punțile vehiculului, iar cele din planul transversal vor avea valori egale sau diferite între roțile din stânga și din dreapta ale aceleeași punți.

Recțiunile normale ale căii de rulare pentru vehicul în repaus sunt:

– pe drum orizontal:

(1.83)

(1.84)

– pe drum în pantă:

(1.85)

= 8039N

(1.86)

= 9270 N

În regim de mișcare, scriind momentele față de punctele de contact ale pneurilor cu calea, se pune în evidență influența accelerației asupra modificărilor de sarcină pe cele doua punți :

(1.87)

(1.88)

Fig. 1.16 Reacțiuni față/spate

Tinand cont că la demarare, la puntea motoare se manifestă forța de tracțiune maximă care este limitată de forța de aderență, sarcinile pe punți la demarare, în funcție de puntea motoare față (Anexa nr. 5):

-reacțiuni normale la demaraj pe drum orizontal:

(1.89)

(1.90)

-reacțiuni normale la demaraj pe drum în pantă :

(1.91)

(1.92)

Calculul timpului si spatiului la frânare

Timpul de frânare

Reprezintă perioada de frânare intensă cuprisă între momentul în care forța de frânare a atins intensitatea impusă de conducatorul auto și momentul în care viteza s-a redus la valoarea dorită, sau autovehiculul s-a oprit .

Timpul total de oprire (Anexa nr. 4) :

(1.93)

Fig. 1.17 Timpul minim de franare

Spațiul de frânare

Reprezintă distanța parcursă in timpul frânării cu intensitate maximă, cand viteza autovehiculului s-a micșorat de la Val la Va2.

Dintre parametrii capacitații de frânare, spațiul minim de frânare determină in modul cel mai direct calitațile de frânare si siguranța circulației.

(1.94)

Spatiul de oprire

Spațiul de oprire (Anexa nr. 4) reprezintă distanța parcursă de autovehicul din momentul sesizării de către operator a necesitații frânării si până la oprirea complet a acestuia prin frânare. Spațiul de oprire este suma dintre spațiul minim de frânare Sf min si spațiul suplimentar de miscare Ss, datorat factorilor tehnici si umani.

(1.95)

(1.96)

Fig.1.18 Spațiul minim de frânare

1.9 Stabilitatea longitudinală si transversală a automobilului

Stabilitatea autovehiculului cu roți se referă la stabilitatea la alunecare si răsturnarea longitudinală, stabilitatea la derapare si la răsturnare transversală, stabilitatea la deplasare în curbe și răsturnarea longitudinală, stabilitatea la deplasarea în curbe și stabilitate transversală la deraparea rectilinie.

Stabilitatea unui autovehicul reprezintă capacitatea acestuia de a se opune alunecării, derapării, patinării și răsturnării in timpul deplasării.

Stabilitatea la urcarea unei pante

Condiția de stabilitate longitudinala la răsturnare la urcarea pantei este:

(1.97)

Condiția de stabilitate longitudinala la alunecare a autovehiculului către piciorul pantei în cazul punții motoare față este:

(1.98)

Stabilitatea la deplasarea rectilinie cu viteză mare pe drum orizontal

Este posibilă pierderea stabilității longitudinale datorită acțiunii forței de rezistență frontală a aerului si a forței portante. Condiția de stabilitate longitudinală la răsturnare in acest caz este:

(1.99)

Stabilitatea la deplasarea autovehiculului cu viteză constantiă pe o cale de rulare rectilinie cu înclinare laterală β

Condiția de stabilitate transversală la răsturnare:

(1.100)

Condiția de stabilitate transversală la derapare:

q (1.101)

Fig.1.19 Viteza limită la derapare funcție de unghiul transversal

Se constată că la creșterea razei medii a traiectoriei crește și viteza limită la răsturnare respectiv derapare odată cu creșterea unghiului de înclinare transversală. Pe un drum cu un unghi de înclinare transversală de 10° și raza de 250 m, la viteza maximă a autovehiculului, apare fenomenul de răsturnare.

Cap. 2 Calculul motorului cu ardere internă al automobilului

2.1 Calculul termic al motorului

Condițiile de lucru ale pieselor mecanismului manivelă-piston se caracterizează prin forțe cu valori importante și variabile care apar la diferite regimuri de lucru ale motorului. Aceste forțe se determină pe baza studiului cinematic și dinamic al mecanismului motor. Calculul cinematic și dinamic urmează calculul termic care asigură posibilitatea alegerii dimensiunilor fundamentale ale motorului și determină variația forțelor în funcție de presiunea gazelor (diagrama indicată).

Date inițiale, adoptate conform capitolului 1:

– puterea maximă, Pmax=103 [kW];

– turația, nP=4000 [rot/min];

– destinația motorului: propulsarea unui autoturism.

Calculul termic simplificat al motorului

Calculul termic prezentat cuprinde principalele etape ale metodei ciclurilor cvasi-ideale și are ca scop obținerea dimensiunilor fundamentale ale motorului și diagrama indicată. Nu se vor analiza procesele termice și gazodinamice ale fluidului motor, ci numai evoluția acestuia după datele furnizate de literatura de specialitate.

Adoptarea raportului de comprimare

Pentru motorul care se proiectează, motor cu aprindere prin scânteie, se adoptă raportul de comprimare ε=16.2. Această valoare este aceeași cu valoarea raportului de comprimare de la motorul ales ca model.

Calculul admisiei

Parametrii de stare ai fluidului motor la sfârșitul admisiei sunt presiunea pa și temperatura Ta. În funcție de tipul motorului, valorile recomandate pentru acești parametri, la motoarele în patru timpi, sunt:

– pa=(0,80…0,95)p0, unde p0=1 bar este presiunea atmosferică

– Ta=320…370 K

Parametrii de stare ai fluidului motor la sfârșitul admisiei au urmatoarele valori:

– presiunea pa = 1.8∙po=1.8∙1= 1.8 [bar]

– temperatura Ta=340 [K]

Calculul comprimării

Presiunea pc și temperatura Tc la sfârșitul comprimării se calculează, aproximând comprimarea ca evoluție politropică cu exponent politropic constant nc:

Se adoptă exponentul politropic de comprimare nc=1.36 (tab. 2.1).

Se constată ca valorile calculate pentru presiune și temperatură la sfârșitul comprimării se încadrează în valorile admisibile din tabelul 2.1.

Tab. 2.1 Valorile parametrilor nc, pc și Tc

Calculul arderii

Presiunea maximă teoretică py' și temperatura maximă Ty' de ardere se determină cu relațiile:

unde:

-ρ=Vy'/Vc este gradul de destindere preliminară, care pentru arderea izocoră ρ=1;

-μ este coeficientul total efectiv de variație molară, care variază între limitele: μ=1,02…1,12;

-λz=py/pc este saltul de presiune pentru care se dau valorile: λz= 3,2…4,2.

Se adoptă gradul de destindere preliminară ρ=1, coeficientul total efectiv de variație molară μ=1.01 și saltul de presiune λz=1.6.

Valorile calculate se încadrează în valorile admisibile date mai jos:

-pz=50…120 [bar]

-Ty=1800…2300 [°K]

Calculul destinderii

Destinderea este evaluată printr-o evoluție politropică, cu exponent politropic nd constant. Valorile exponentului politropic nd pot fi alese între limitele date în tabelul 2.2.

Relațiile de calcul pentru presiunea și temperatura la sfârșitul cursei de destindere sunt pentru:

Se adoptă exponentul politropic pe destindere nd=1.32, conform tabelului 2.2.

Tab. 2.2 Valorile parametrilor nd, pb, și Tb

Parametrii caracteristici ai ciclului de funcționare

Presiunea indicată pi, în bar, corespunzătoare diagramei indicate de presiune înaltă, se calculează cu relațiile:

– pentru ciclul izocor rotunjit:

unde ηd este coeficientul de rotunjire al diagramei indicate și care, pentru motoarele m.a.c în patru timpi, are următoarele valori: ηd=1.18… 1.37.

Se adopta ηd=1.32.

1 Randamentul mecanic ηm are următoarele valori pentru regimul nominal:

-m.a.c. în patru timpi: ηm= 0,8…0,9;

Se adoptă randamentul mecanic ηm=0,9.

Presiunea efectivă pe, în bar, se calculează cu formula:

1

2.2 Determinarea dimensiunilor principale ale mecanismului motor și numărului de cilindri ai motorului

Dimensiunile fundamentale ale unui motor sunt diametrul (alezajul) cilindrului D și cursa pistonului S. Din relațiile:

unde: n-turația în rot/min, i-numărul de cilindri, τ-numărul de timpi, S și D în mm, rezultă că dimensiunile fundamentale pot fi calculate numai dacă există încă o relație suplimentară. Această relație este raportul cursă pe diametru Ψ=S/. În plus, nici numărul de cilindri nu este cunoscut.

În continuare se prezintă unele criterii pentru adoptarea numărului de cilindri ai motorului.

În general, trebuie avut în vedere că mărirea numărului de cilindri conduce la realizarea unei bune uniformități a momentului motor și a unei echilibrări dinamice superioare a motorului. În schimb, crește gabaritul motorului și mai ales prețul de cost.

Pentru alegerea numărului optim de cilindri se recomandă:

– motoarele cu piston portant se execută, de obicei, în linie cu până la 6 cilindri. Pentru obținerea unor puteri mai mari, numărul cilindrilor crește și începând cu i=8 motoarele au cilindrii dispuși în V;

– motoarele pentru autoturisme au în general 4 cilindri în linie, dar se pot utiliza și construcții cu 4 cilindri opuși sau cu 4-6 cilindri în V. Există și cazuri de motoare cu 3 și 5 cilindri în linie;

Raportul cursă pe diametru Ψ=S/D reprezintă un criteriu de similitudine geometrică care are un rol determinant constructiv și funcțional pentru motor. Pentru m.a.c. de automobile Ψ= 0,9…1,2.[5]

Se adoptă numărul de cilindri i=4 (cap. 1, pct. 1.6.5) și raportul cursă pe diametru Ψ=1.17.

Pentru valorile i și Ψ adoptate în funcție de tipul și destinația motorului, se calculează diametrul D și cursa S în mm:

Rezultă:

2

Valorile pentru diametrul (alezajul) cilindrului D, în cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare în patru timpi, pentru autoturisme trebuie să se încadrează în intervalul 70…110 mm.

Valorea calculată pentru D=81.08 mm, se încadrează în limitele susmenționate.Astfel, cu valorile S și D determinate se poate calcula:

-cilindreea unitară:

2.3 Trasarea diagramei indicate

Cunoscând raportul de comprimare ε, se calculează:

-volumul minim:

-volumul maxim:

Prin punctele V=Vc, V=Va (corespunzătoare punctelor moarte) se ridică ordonate care reprezintă suportul izocorelor corespunzătoare arderii și evacuării izocore.

Evoluția procesului de comprimare se trasează prin puncte utilizând relația politropei respective:

în care prin indicele x s-a specificat punctul curent.

Apoi se reprezintă presiunile py' rezultând arderea izocoră și respectiv arderea izobară. Evoluția procesului de destindere se trasează în mod analog cu evoluția procesului de comprimare, utilizându-se acum pdx, pb, Vb și md.

Fig. 2.1 Diagrama indicata p-V

2.4 Studiul cinematic și dinamic al mecanismului motor

Studiul cinematic al mecanismului motor are ca scop determinarea valorilor funcțiilor care exprimă deplasarea, viteza și accelerația pieselor sale componente.

Se adoptă tipul de mecanism motor cu piston portant (fig. 2.2), deoarece motorul care se proiectează este destinat propulsiei unui autoturism.

Configurația mecanismului manivelă-piston normal și axat ce va fi analizat, este prezentată în fig. 2.3.

Mărimile geometrice ce se pot identifica din fig. 2.3 sunt:

-r- lungimea manivelei OA;

-l- lungimea bielei AB;

-S- cursa pistonului, materializată ca distanța dintre cele două puncte moarte PMI (punct mort interior) și PME (punct mort exterior).

Iar mărimile cinematice de bază sunt:

-ω -viteza unghiulară a manivelei

-α-unghiul de mișcare (de poziție) la manivelă.

Atât viteza unghiulară cât și unghiul de mișcare sunt parcurse în sens direct trigonometric.

Coeficientul de compactitate al motorului

Coeficientul de compactitate al motorului λ este dat de relația:

Coeficientul λ este un parametru constructiv important. Prin mărirea lui λ se micșorează gabaritul și greutatea motorului; totodată crește presiunea pe peretele cilindrului mărindu-se uzura. De asemenea, se complică construcția elementelor mecanismului manivelă-piston. Raportul λ influențează semnificativ cinematica și dinamica mecanismului motor.

În acest stadiu al calculului cinematic, lungimea l a bielei este necunoscută, coeficientul de compactitate se adoptă din literatura de specialitate pe baza datelor existente de la motoare cu destinație similară.

Pentru motorul care se proiecteaza, se adopta λ=1/3 (motoare pentru autoturisme).

Calculul lungimilor elementelor mecanismului

Lungimea manivelei:

Valoarea lungimii manivelei este:

Lungimea bielei:

Valoarea lungimii bielei este:

Este recomandat ca lungimea bielei să fie un număr întreg sau cu cel mult o zecimală. În acest sens, lungimea bielei se rotunjește la valoarea =143 [mm].

Cinematica manivelei

Manivela mecanismului motor, fig.2.4, execută o mișcare de rotație cu viteză unghiulară constantă ω, ce se calculează cu formula:

Unghiul de poziție al manivelei, α, se calculează cu relația:

unde t este timpul în s.

Accelerația normală a punctului A se determină cu formula:

Accelerația normală a punctului A are valoarea:

3

Fig. 2.4 Mărimile cinematice ale manivelei [5]

Cinematica pistonului

Analiza cinematică a pistonului impune cunoașterea modului de variație a vectorului de poziție, deplasării, vitezei și accelerației acestuia.

Vectorul de poziție și deplasarea pistonului

Aplicând metoda conturului pentru configurația mecanismului manivelă-piston, fig. 2.5, se poate scrie:

Prin proiecția acestei relații pe axele Ox și Oy ale sistemului de coordonate, rezultă două ecuații scalare:

Relația pentru unghiul de oblicitate al bielei:

Introducând această expresie în relația de mai sus rezultă formula exactă pentru vectorul de poziție xB:

și deplasarea pistonului:

Dezvoltând expresia (1-λ2sin2α)1/2, cu ajutorul binomului lui Newton generalizat și reținând primii doi termeni, rezultă formulele aproximative ale vectorului de poziție și deplasării pistonului:

Viteza pistonului

Viteza pistonului vB se obține prin derivarea expresiei vectorului de poziție al acestuia în raport cu timpul:

unde =constant.

și se obține:

Un parametru important pentru caracterizarea motorului, din punct de vedere al rapidității, este viteza medie vm a pistonului. Acesta se calculează cu formula:

Viteza medie vm a pistonului reprezintă un parametru important pentru caracterizarea motorului din punct de vedere al rapidității și se calculează cu formula:

Cu valoarea vitezei medii, motorul poate fi încadrat în categoria motoarelor: lente când vm<6,5 m/s; semirapide când 6,5<vm<10 m/s; rapide când vm>10 m/s.

Motorul ales se încadrează în categoria motoarelor rapide.

Accelerația pistonului

Accelerația pistonului aB se obține prin derivarea funcției viteza pistonului în raport cu timpul:

unde =constant.

Rezultă:

Calculele cinematice se efectuează de regulă tabelar, variabila fiind unghiul de mișcare α la manivelă. Pasul unghiular se adoptă în funcție de precizia dorită, de obicei 10. Perioada calculelor cinematice este 360.

Calculul presiunilor, precum și cel al mărimilor cinematice ale mecanismului manivelă-piston, se regăsește în Anexa nr. 6.

Graficele rezultate în urma calculelor:

Studiul dinamicii mecanismului motor

Studiul dinamicii mecanismului motor urmărește determinarea forțelor și momentelor ce acționează asupra pieselor mecanismului. Cunoașterea valorilor acestor forțe și momente, precum și modul lor de variație ciclică, este necesară pentru efectuarea calculelor de rezistență, pentru stabilirea soluțiilor de echilibrare, pentru calculul variațiilor momentului motor și dimensionarea volantului, pentru studiul vibrațiilor de torsiune.

Forțele din mecanismul motor

Asupra mecanismului motor acționează forța de presiune a gazelor, forțele de inerție ale maselor în mișcare accelerată, forțele de frecare, forțele de greutate și momentul rezistent. În calculele dinamice, efectuate pentru regimul stabilizat de funcționare, se iau în considerare numai forțele de presiune și de inerție. Forțele de frecare și de greutate se neglijează datorită valorilor mult mai mici.

Forța de presiune a gazelor din cilindru

Asupra pistonului mecanismului motor acționează presiunea gazelor din spațiul de ardere și din carterul motorului, fig. 2.9.

Forța de presiune Fp se determină cu relația:

unde:

-pc este presiunea gazelor din carterul motorului, care se consideră egală cu presiunea atmosferică, pc= 0,1 MPa;

-p este presiunea gazelor din cilindrul motorului, conform diagramei indicate.

Poziția pistonului în cilindru și forța de presiune Fp sunt în funcție de unghiul α de rotație al arborelui cotit. Trecerea presiunii din coordonate p-V (diagrama indicată) în coordonate p-α se face analitic. pe baza următoarelor relații:

în care: px este presiunea din diagrama indicată corespunzătoare volumului Vx din cilindru.

Pentru transpunerea diagramei indicate din coordonate p-V în coordonate p-α, la un motor în patru timpi (τ=4), cu perioada ciclului motor φc=τπ=720, se parcurg etapele:

– pentru valorile unghiului α[0,720], există calculată cursa pistonului SB (rel. 2.28);

– cu aceste valori pentru SB se determină volumele Vx, utilizând rel. 2.34;

– pentru procesul de admisie α[0,180], se consideră presiunea constantă p=pa;

– evoluția presiunii în procesul de comprimare α[180,360] se determină prin rel. 2.34, utilizând evident volumele Vx calculate în funcție de unghiul α;

– presiunea maximă de ardere se consideră că apare la momentul Δαz evaluat la calculul termic; pentru un pas unghiular Δp=10, se poate aprecia că această presiune se declanșează la α=370;

– pentru m.a.c. se continuă cu arderea la presiune constantă p=py=py' pe un număr de grade corespunzător volumului Vy' afectat destinderii preliminare. Unghiul αy' la care se realizează volumul Vy' se determină prin încercări dând valori unghiului α cu pasul unghiular stabilit inițial;

– pentru procesul de evacuare α[540,720], se consideră presiunea constantă p=pb.

Fig. 2.10 Diagrama indicata p(α)

Forțele de inerție

Forțele de inerție sunt produse de masele în mișcare accelerată. În cadrul mecanismului motor, grupul piston execută o mișcare de translație alternativă, manivela o mișcare de rotație, iar biela o mișcare plan-paralelă.

Estimarea torsorului de inerție al mecanismului motor este dificilă datorită caracterului complex al mișcării bielei. Sistemul echivalent dinamic și simplificat al mecanismului manivelă-piston este compus din 3 mase concentrate mO, mA, mB, fig. 2.11. Numai masele mA și mB produc forțe de inerție.

Fig. 2.11 Masele concentrate

ale mecanismului manivelă-piston[5]

Concentrarea masei manivelei

Masa manivelei este concentrată în 2 puncte astfel, fig.2.12:

– masa manivelei concentrată în punctul O, mcO=mO, nu produce forță de inerție;

– masa manivelei concentrată în punctul A, mcA, centrul fusului maneton, se calculează cu relațiile:

unde:

mc-masa manivelei (cotului);

rc-distanța de la centrul de greutate al cotului pâna la punctul O;

mm-masa fusului maneton; mbr-masa unui braț al manivelei;

rbr-distanța de la centrul de greutate al brațului până la punctul O.

Fig. 2.12 Concentrarea masei manivelei în două puncte

Gc-centrul de greutate

Deoarece mc, mm, mbr, rc și rbr nu sunt cunoscute la această fază a proiectării motorului, masa mcA se determină din literatura de specialitate, în funcție de masa relativă concentrată în punctul:

în care , în kg/m2 sau g/cm2, este masa relativă a cotului, iar Ap este aria capului pistonului.

Masa relativă concentrată în punctul A se adopta 22 [g/cm2] din tab. 2.3, iar aria capului pistonului are valoarea:

Pentru simplificarea calculului, valoarea ariei se utilizeaza în .

Masa manivelei concentrată în punctul A are valoarea:

Concentrarea masei bielei

Neglijând momentul rezidual al forțelor de inerție, masa bielei poate fi concentrată în 2 puncte, fig. 2.13:

Fig. 2.13 Concentrarea masei bielei în două puncte

Gb-centrul de greutate

De regulă, masa bielei și poziția centrului de greutate nu este cunoscută. Masa bielei mb se determină în funcție de masa relativă a acesteia:

în care este masa relativă a bielei în kg/m2 sau g/cm2.

Masa relativă a bielei se poate adopta din tabelul 2.3. Astfel, se adoptă: =24 [g/cm2] și rezultă masa bielei:

Pentru majoritatea motoarelor ce echipează autovehiculele rutiere se recomandă lp/l=0.725, respectiv (l-lp)/l= 0.275.

-masa bielei concentrată în punctul A (centrul fusului maneton), mbA, este dată de

relația:

unde:

-mb-masa bielei

-lp-poziția centrului de masă al bielei față de punctul B

– masa bielei concentrată în punctul B (axul bolțului pistonului), mbB, este dată de relația:

Masa bielei concentrată în punctul A are valoarea:

Masa bielei concentrată în punctul B are valoarea:

Concentrarea masei grupului piston

Masa grupului piston nu este cunoscută la proiectare și, atunci, aceasta se determină în funcție de masa relativă :

Recomandări privind valorile masei relative a grupului piston sunt date în tabelul 2.3.

Se adoptă = 12 [g/cm2], de unde rezultă că masa grupului piston are valoarea:

Tab. 2.3 Mase relative pentru motoare de autovehicule rutiere

Concentrarea masei mecanismului manivelă-piston

Masa mecanismului manivelă-piston se consideră concentrată în punctele O, A și B din fig.2.11. Așa cum s-a arătat, numai masele concentrate în punctele A și B produc forțe de inerție:

– masa concentrată în punctul A, mA, (masa în mișcare de rotație în jurul punctului O):

– masa concentrată în punctul B, mB, (masa în mișcare de translație alternativă de-a lungul axei cilindrului):

Forțele de inerție din mecanismul motor

Masele concentrate produc următoarele forțe de inerție:

– forța de inerție a masei în mișcare de rotație, , produsă de masa mA:

– forța de inerție a masei în mișcare de translație, , produsă de masa mB:

Deoarece forța de inerție FT are modulul variabil în funcție de unghiul α, calculul se efectuează de obicei tabelar ca și la forța de presiune a gazelor.

Fig. 2.14 Forțele care acționează în mecanismul motor2

În punctul A acționează forța de inerție a masei în mișcare de rotație :

unde:

Deoarece mecanismul manivelă-piston are mobilitatea M=1, apare necesar un moment de echilibrare Me, echivalent cu momentul motor instantaneu rezistent.

Reacțiunile din cuplele cinematice

Pentru fiecare element al mecanismului manivelă-piston se pun reacțiunile din cuplele cinematice și torsorul forțelor exterioare, fig. 2.15a, b, c. Se scriu trei ecuații de echilibru, două ecuații de proiecții de forțe după axele Ox și Oy și o ecuație de momente pentru fiecare element și se obține:

-elementul 1

-elementul 2

unde:

-M este momentul motor instantaneu al unui cilindru.

-β este unghiul de oblicitate al bielei și se determină cu relația:

3

Reacțiunile din cuplele cinematice X01, Y01, X12, Y12, N, și eventual unghiul de oblicitate al bielei β se recomandă să fie calculate tabelar în funcție de unghiul α.

Forțele care acționează asupra elementelor mecanismului

Cunoașterea acestor forțe este necesară pentru a calcula solicitările care apar în elementele mecanismului.

Asupra pistonului (elementul 3) acționează forța rezultantă F și forța normală N.

Biela (elementul 2) este solicitată de o forța axială B ce se obține proiectând reacțiunea R32(X32,Y32) pe directia Ax', fig.2.16a. Expresia acestei forțe este:

Manivela (elementul 1) este solicitată de o forță axială Z și una tangențială T, fig. 2.16b. Aceste forțe se obțin proiectând reacțiunea din punctul A (R21) și Fic pe axele sistemului de referință x1Ay1, fix în raport cu manivela. Se obține:

La manivelă mai acționează și momentul motor instantaneu:

Calculul forțelor B, T, Z și a momentului M se pot efectua tabelar, în funcție de unghiul α de rotație al manivelei. Perioada tuturor calculelor pentru forțe și reacțiuni este egală cu perioada ciclului motor τπ. În Anexa nr. 7 este prezentat un mod de organizare al calculelor pentru forțe, reacțiuni și momentul motor instantaneu al unui cilindru al motorului.

Momentul motor

Momentul motor instantaneu M produs de un cilindru al motorului, sau al monocilindrului a fost determinat anterior. Momentul motor instantaneu al unui motor policilindric se determină prin însumarea analitică a momentelor motoare instantanee produse de fiecare cilindru, ținând cont de ordinea de aprindere.

Ordinea de aprindere

Motoarele policilindrice pot avea aprinderile uniform sau neuniform repartizate. Majoritatea motoarelor au aprinderile uniform repartizate. Se va alege o ordine de aprindere similară cu cea de la motorul ales ca model sau de la motoare cu organizare similară.

La adoptarea ordinii de aprindere se va ține cont de modalitatea de numerotare a cilindrilor în motor și sensul de rotație al arborelui cotit.

Astfel, ordinea de aprindere aleasa este 1-3-4-2.

Perioada momentului motor instantaneu

Momentul motor instantaneu al întregului motor este o funcție periodică. La motoarele cu aprinderi uniform repartizate, perioada φM a momentului motor instantaneu este egală cu decalajul (unghiular) δa al aprinderilor:

unde i este numărul cilindrilor motorului.

Momentul motor instantaneu al întregului motor

Se obține prin însumarea analitică a momentelor instantanee produse de fiecare cilindru în conformitate cu ordinea de aprindere:

unde: Mαk este momentul motor instantaneu dezvoltat de cilindrul k la unghiul αk la care se afla procesul de lucru din cilindrul k față de cilindrul 1, considerat de referință; k- ordinea cilindrilor în motor, conform numerotării, k{1,2,…,i}. Unghiul αk la care se află procesul de lucru din cilindrul k față de cilindrul 1 se determină cu relația:

în care: p-ordinea de funcționare, se obține din permutarea o ─ p, p{1,2,…,i}, o-ordinea de aprindere, iar α este unghiul de rotație la manivela primului cilindru, α[0,φM].

Operația de însumare analitică pentru calculul momentului motor instantaneu al întregului motor se recomandă a se efectua tabelar. În tabelul 2.4 este arătat un mod de organizare al calculelor pentru un motor cu patru cilindri în linie, în patru timpi, cu ordinea de aprindere 1-3-4-2. Permutarea o ─ p, pentru motorul luat ca exemplu, are forma:

α1= α; α2=180+ α; α3=540+ α; α4=360+ α

4

Tab. 2.4 Calculul tabelar al momentului rezultant pentru un motor cu 4 cilindri

2.5 Dimensionarea și elemente de calcul pentru organele mecanismului motor

Dimensionarea pistonului

Pistonul se schițează inițial în raport cu soluțiile constructive alese. Dimensiunile principale se precizează pe baza datelor statistice . Lungimea pistonului și diametrul umerilor mantalei se stabilesc în corelație cu dimensiunile bolțului.

Fig. 2.18 Dimensiunile caracteristice ale pistonului[7]

Tab. 2.5 Dimensiunile caracteristice ale pistonului motoarelor în patru timpi

Diametrul interior al capului pistonului se va stabili prin materializarea grosimii minime de turnare (aproximativ egală cu grosimea peretelui mantalei , dar nu mai mică decât grosimea minimă de perete ce se poate realiza prin procedeul de obținere a semifabricatului turnat sau matrițat) spre interiorul pistonului, pornind de la canalul segmentului de ungere.

Se alege Dci= 66 [mm].

Calculul de verificare al pistonului

Pistonul este o piesă complicată și solicitată complex, atât din punct de vedere mecanic, cât și termic. În cele ce urmează, se propune un calcul extrem de simplificat pentru verificarea pistonului în unele zone.

a)Determinarea tensiunilor din R.P.S., în zona slăbita de la canalul segmentului de ungere

Efortul în secțiunea slăbită A-A este:

Presiunea maximă a gazelor care acționează asupra pistonului:

unde pmax este presiunea maximă a gazelor din cilindru și are valoarea pmax=92 bar, determinată la calculul de procese; pc este presiunea gazelor din carterul motorului, pc =0,18 MPa=1.8bar .

Secțiunea în zona segmentului de ungere este:

Valorile admisibile pentru efortul unitar de compresiune sunt 30…40 MPa pentru pistoane din aliaje de aluminiu.

Fig. 2.19 Secțiunea în zona segmentului de ungere

b) Grosimea capului pistonului se verifică în ipoteza că acesta este o placă circulară încastrată pe contur, de grosime constantă , de diametru egal cu diametrul interior al capului și încărcată cu o sarcină uniform distribuită, dată de presiunea maximă a gazelor care acționează asupra pistonului.

Considerând că cea mai mare parte a efortului unitar produs de presiunea gazelor se realizează la margine, și că eforturile termice la extremitatea capului, determinate de diferența de temperatură dintre centrul și marginea capului pistonului, se adaugă la cele mecanice, efortul unitar de încovoiere total la marginea capului se poate calcula acoperitor cu relația:

Valorile admisibile pentru efortul unitar de încovoiere sunt 25…50 MPa pentru pistoane din aliaje de aluminiu, valorile superioare fiind recomandate pentru cazul în care capul pistonului este nervurat.

c)Verificarea presiunii pe suprafața umerilor de piston

Presiunea pe umerii pistonului, cu boltul montat, este:

Valorile admisibile pentru presiunea pe umerii pistonului, cu boltul montat, sunt 300…550 pentru pistoane din aliaje de aluminiu.

d)Determinarea jocului la montaj între piston și cilindru. Determinarea diametrului pistonului în funcție de jocul la cald impus.

Jocul la cald variază în lungul pistonului; el este mai mare la cap, pentru a preveni griparea, și mai mic la manta, pentru a preveni bătaia. Dacă diametrul cilindrului la cald este , iar diametrul pistonului la cald este , jocul la cald va fi, evident, diferența lor. Rezultă diametrul pistonului la montaj:

Coeficientul de dilatare liniară pentru aliaje din aluminiu are valori medii de , iar pentru fontă . Temperatura cilindrului are valori uzuale de , iar temperatura pistonului la motoare răcite cu apă.

Am adoptat , si .

Cum Dp<D, condiția este îndeplinită.

Dimensionarea segmenților

Segmentul este un inel elastic de contact între cilindru și piston în mișcarea de translație alternativă a acestuia și are forma unui inel tăiat (fig. 2.20). Distanța dintre capete se numește rost. Dimensiunea caracteristică a secțiunii în direcție radială se numește grosime radială a, iar cea în direcție axială se numește înălțimea h. În stare montată, diametrul exterior al segmentului este egal cu alezajul D. Diametrul interior al segmentului este, evident, .

Pe un piston se montează un set de segmenți, care, în ansamblu, trebuie să asigure: etanșeitatea camerei de ardere, reglarea cantității de ulei de pe oglinda cilindrului, îmbunătățirea transmiterii căldurii de la piston la cilindru.

Aceste funcții pot fi îndeplinite dacă suprafața exterioară a segmenților se află în contact perfect cu oglinda cilindrului, iar flancurile se așază perfect pe suprafețele corespunzătoare din piston.

Fig. 2.20 Forma și dimensiunile caracteristice ale unui segment[7]

Pentru a îndeplini funcțiunile arătate, pe un piston se montează două feluri de segmenți: segmenți de compresie, care îndeplinesc, în principal, funcția de etanșare a camerei de ardere și segmenți de ungere care servesc pentru reglarea cantității de ulei de pe oglinda cilindrului. În timpul exploatării, funcțiile segmenților se întrepătrund.

Segmenții de compresie

Tab. 2.6 Elemente constructive ale segmenților de compresie

Pentru alezajul D=81 [mm] se vor alege doi segmenți de compresiune cu dimensiunile:

a=4 [mm]

h=2.5 [mm]

Segmenții de ungere

Tab. 2.7 Elemente constructive pentru segmenții de ungere

Pentru alezajul D=81 [mm] se vor alege segmenții de ungere cu dimensiunile:

a=4 [mm]

h=5 [mm]

Determinarea rostului la montaj

Rostul la cald se limitează, deoarece, la valori mari, etanșarea este nesatisfăcătoare, iar la valori mici apare pericolul de impact. Ca urmare, se determină valoarea rostului la montaj Sm, care asigură rostul la cald propus. Dacă, pe de o parte, lungimea segmentului la rece, în cilindru, este , iar la cald , iar pe de altă parte, perimetrul cilindrului la cald este , rezultă:

respectiv

Coeficienții de dilatare ai materialului segmentului și cilindrului , au de obicei aceleași valori, cele două organe fiind confecționate din fontă . Pentru calcul, se admite . Rostul la cald se stabilește în funcție de alezaj și tipul motorului. Se admite =(0,0015-0,003)D.

Am adoptat,

Dimensionarea bielei

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 mișcarea de rotație a arborelui cotit.

Se recomandă ca dimensionarea bielei să înceapă cu stabilirea distanței dintre piciorul și capul bielei, care este l. Această distanță a fost determinată la calculul dinamic cu rel. 2.18.

l= 143 [mm]

Dimensionarea se continuă cu stabilirea cotelor care definesc piciorul bielei (fig. 2.19):

Tab. 2.8 Dimensionarea piciorului bielei

Fig. 2.21 Dimensiunile piciorului bielei[7]

Capacul bielei are o construcție mai complicată, principalele elemente fiind determinate în tabelul 2.9.

Tab. 2.9 Dimensionarea capacului bielei

Fig. 2.22 Dimensiunile capului bielei[7]

; unde .

Se adoptă ha= 3 mm. Astfel, valoarea diametrului da este:

Dimensionarea șuruburilor

Șuruburile bielei, care sunt în număr de două, se dimensionează pentru solicitarea de întindere:

Forța care solicită un șurub:

unde:

-Fic a fost determinat cu rel. 2.49

-z este numărul de șuruburi; z=2.

Forța de prestrângere inițială a șurubului:

Forța maximă care solicită șurubul la întindere este:

unde k=0.10…0.25, coeficient care ține cont de rigiditatea pieselor îmbinate; k=0.2.

Efortul de întindere este:

Din relatia efortului de întindere, se poate calcula diametrul șuruburilor:

Unde:

–

– este coeficientul de siguranță ;

– este coeficientul care ține cont de solicitarea la torsiune la strângerea șurubului;

– este coeficientul ce ține cont de curgerea materialului la strângere;

În urma calcului se aleg din STAS, cu condiția dstas>ds, șuruburile cu dimensiunea:

dstas=8 [mm]

Dimensionarea bolțului

Bolțul, sau axul pistonului, este organul de legătură prin intermediul căruia se transmite forța de presiune a gazelor de la piston la bielă. Din punct de vedere cinematic, bolțul este organ de articulație, asigurând mișcarea relativă dintre cele două organe.

În general, bolțul se dimensionează pe baza datelor constructive din tab. 2.10 și fig.2.23

Tab. 2.10 Date constructive pentru dimensionarea bolțului

Fig. 2.23 Dimensiunile boltului

Jocul la montaj al boltului

Jocul la cald (in timpul funcționării) se obține scăzând din dimensiunea dilatată a locașului de bolt diametrul exterior al boltului dilatat, conform relației:

Din relație rezultă:

unde:

este temperatura bolțului (150°C);

este temperatura pistonului (150-200°C);

este temperatura mediului ambiant (20°C);

;

.

Se recomandă jocul în funcționare:

Dimensionarea cotului de arbore cotit

Dimensiunile principale ale unui cot de arbore se determină pe baza unor coeficienti rezultați in urma dimensionării motoarelor existente, de același tip, cu performanțe ridicate.

Tab. 2.11 Dimensiuni ale cotului arborelui cotit

Fig. 2.24 Dimensiuni arbore cotit[7]

Cap. 3 Construcția și calculul ambreiajului

Ambreiajul este primul ansamblu din transmisia automobilului care se plasează între motor și cutia de viteze, cu rolul de a cupla și decuple transmisia automobilului de motor.

Decuplarea este necesară la oprirea și frânarea automobilului sau la schimbarea vitezelor. Cuplarea lină este necesară la pornirea din loc și după schimbarea vitezelor.

La majoritatea automobilelor ambreiajul este fixat de volantul motorului, mărind astfel momentul de inerție al acestuia, și constituie, în cazul ambreiajelor mecanice, un cuplaj de fricțiune, prin care, cu ajutorul forțelor de frecare, cuplul motorului se transmite la roțile motoare, prin transmisia automobilului.

Decuplarea este necesară la oprirea și frânarea automobilului sau la schimbarea vitezelor. Cuplarea lină este necesară la pornirea din loc și după schimbarea vitezelor.

Introducerea ambreiajului în construcția automobilului se face în scopul compensării principalelor dezavantaje ale motorului cu ardere internă, ca:

incapacitatea de a porni sub sarcină;

existența unei zone de funcționare instabilă;

obținerea mersului în gol la o turație relativ mare;

mersul neuniform.

Cerința principală impusă ambreiajelor este ca momentul pe care îl poate transmite să fie reglabil, lucru care poate fi obținut prin mai multe soluții constructive, dintre care cea mai simplă este soluția cu discuri de fricțiune

Fig. 3.1 Elementele ambreiajului[8]

3.1 Alegerea tipului constructiv

Pentru proiectarea ambreiajului autovehiculului din tema de proiect se studiază soluția constructivă a ambreiajului cu arc central tip diafragmă.

Acest tip de ambreiaj reprezintă o soluție constructivă la care rolul arcurilor periferice de presiune și al pârghiilor de debreiere este îndeplinit de un arc central, tip diafragmă, format dintr-un disc de oțel prevăzut cu tăieturi radiale.

În stare liberă, arcul tip diafragmă are o formă tronconică. Când ambreiajul este cuplat, arcul este deformat datorită forței de apăsare exercitată de rulmentul de presiune. În stare cuplată, rulmentul de presiune acționează asupra arcului care deplasează discul de presiune spre stânga, astfel realizându-se transmiterea momentului motor la organele schimbătorului de viteze.

Arborele ambreiajului se sprijină la un cap pe arborele cotit al motorului prin intermediul unui rulment, iar la capătul celalalt pe arborele primar al cutiei de viteze.

Pentru a se realiza decuplarea ambreiajului, se acționeaza asupra pârghiei de debreiere care permite decomprimarea arcului de presiune. Astfel, discul de presiune se deplasează axial, prin intermediul canelurilor prevăzute pe arbore, față de volantul motorului. Se spune, în acest caz, că ambreiajul este în stare decuplată. Pentru a se realiza cuplarea, se eliberează pârghia de debreiere.

Fig. 3.2 Ambreiajul cu arc central tip diafragma

3.2 Alegerea parametrilor principali

Calculul ambreiajului cuprinde determinarea dimensiunilor principale în raport cu valoarea maximă a momentului motor, în funcție de tipul și destinația automobilului și de verificarea la rezistență a principalelor piese componente.

Determinarea momentului de frecare al ambreiajului

În timpul funcționării ambreiajelor, ca urmare a frecărilor normale din fazele de cuplare-decuplare ale ambreiajului, suprafețele de frecare ale discului condus sunt supuse uzării. Față de construcția mecanismului ambreiaj și modul de generare a forțelor de cuplare, uzarea garniturilor de frecare determină o detensionare a arcurilor și deci o modificare a forței de apăsare.

Pentru ca ambreiajul să fie capabil să transmită momentul maxim al motorului și în cazul în care garniturile de frecare sunt uzate, la dimensionarea ambreiajului se adoptă momentul capabil al ambreiajului mai mare decât momentul maxim al motorului.

În calculele de predimensionare, acest lucru este luat în considerare prin coeficientul de siguranță al ambreiajului, notat și definit ca valoare a raportului dintre momentul de calcul al ambreiajului (Ma) și momentul maxim al motorului (Mmax).

Momentul de calcul se determină cu formula:

Pentru stabilirea valorii coeficientului de siguranta se utilizeaza de obicei datele statistice existente, luând în considerare tipul și condițiile de exploatare ale automobilului, precum și particularitățile constructive ale ambreiajului.

Se recomandă ca valoarea coeficientului de siguranță la autoturisme sa fie adoptată în limită: =1.2-1.75.

Pentru calcule de dimensionare a ambreiajului se alege =1,2.

3.3 Analiza soluțiilor constructive pentru partea condusă și elemente de calcul

La ambreiajele automobilelor se utilizează două tipuri de discuri conduse, și anume :

discuri simple

discuri cu element elastic și amortizor pentru oscilațiile de torsiune.

Discurile simple sunt compuse din discul propriu-zis, garniturile de frecare (câte una pe fiecare parte), butuc, disc suplimentar și nituri pentru fixarea garniturilor și a butucului de disc.

Discurile cu elemente elastice suplimentare și amortizoare pentru oscilațiile de torsiune au legătura dintre discul propriu-zis și butuc realizată prin intermediul unui element elastic suplimentar, compus din mai multe arcuri elicoidale.

Astfel, se alege discul cu elemente elastice suplimentare și amortizoare pentru oscilațiile de torsiune.

Calculul părții conduse cuprinde calculul arborelui condus și calculul legăturii dintre arborele ambreiajului și butucul discului condus și.

Dimensionarea garniturilor de frecare ale ambreiajului

Garniturile de frecare sunt componente ale discului condus prin intermediul cărora se stabilește, prin forțe de frecare, legătura de cuplare a ambreiajului. Drept urmare suprafețele de frecare ale ambreiajului reprezintă căile de legătură dintre părțile conducătoare ale ambreiajului.

În aceste condiții momentul capabil al ambreiajului este momentul forțelor de frecare, dat de relația:

unde:

-i=2n-numărul suprafețelor de frecare (al căilor de legătură dintre parte conducătoare și partea condusă);

-n-numărul discurilor conduse ale ambreiajului;

–raza medie a suprafeței de frecare;

-Re, Ri – razele exterioare și interioare;

–coeficientul de frecare dintre suprafețele discurilor;;

Raza exterioară a suprafeței de frecare se determină cu relația:

unde:

-c=0,8 – reprezintă raportul dintre raza interioară și cea exterioară a suprafeței de frecare; este cuprins în intervalul 0,53 – 0,8;

-p0 =0,35 – presiunea admisibilă de contac, cuprinsă între 0,17 – 0,35.

Conform STAS 7793-83 se adoptă dimensiunile:

Raza exterioară recalculată:

Raza interioară se determină cu relația:

Raza medie este:

Pentru a putea transmite momentul motorului, ambreiajul are nevoie de o suprafață de frecare a cărei mărime se determină cu relația:

unde:

-De – diametrul exterioar;

-Di – diametrul interioar;

Rezultă că aria suprafeței de frecare este:

Forța necesară de apăsare pe disc:

Verificarea presiunii de contact pe disc se face conform relației:

Verifică, deoarece

Verificarea discului la uzură

n=800 [rot/min] – turația la pornirea de pe loc

k=15 coeficientul de proporționalitate

Ga= m0·g= 13440 [daN]

Coeficientul rezistenței totale a drumui:

Lucrul mecanic de patinare:

Lucrul mecanic specific de patinare reprezintă raportul dintre lucrul mecanic de patinare L și suprafața de frecare a ambreiajului A:

Lucrul mecanic admisibil este cuprins în intervalul 100-120 Nm/cm2, lucrul mecanic specific de patinare încadrându-se în limitele admisibile.

Calculul arborelui ambreiajului

Se alege materialul 41MoCr11 cu următorii coeficienti:

Se adoptă:

-coeficientul de siguranță: c=1.3

-rezistența admisibilă la strivire

-rezistența admisibilă la torsiune

-rezistența admisibilă la forfecare:

Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din condiția de rezistență la solicitarea de torsiune determinată de acțiunea momentului motor, diametrul interior preliminar al canelurii fiind dat de relația:

unde:

Valoarea definitivă a diametrului se determină în funcție de dimensiunile standardizate ale arborilor canelați, diametrul Di determinat, reprezintă diametrul de fund necesar canelurilor adoptate.

Adopt, conform STAS 1770-68, arbore canelat cu caneluri dreptunghiulare de clasa

mijlocie, cu dimensiunile:

=21 mm -diametru interior canelură

=25 mm -diametru exterior canelură

=5 mm -lățimea canelurii

=6 mm – numărul de caneluri

Lungimea zonei canelate ce reiese din condiția de rezistență la strivire:

Lungimea zonei canelate ce reiese din condiția de rezistență la forfecare:

Se alege valoarea maximă dintre . Astfel, valoarea lungimii zonei canelate devine:

Fig. 3.3 Schemă pentru caneluri

3.4 Analiza solutiei constructive și calculul părții conducătoare

Discul de presiune sau discul conducător al ambreiajului este solidarizat la rotație cu volantul motorului și trebuie să aibă posibilitatea ca în momentul decuplarii sau cuplarii ambreiajului să se deplaseze axial.

Solidarizarea la rotație a discului de presiune cu volantul se realizează prin intermediul umerilor discului ce intră în ferestrele carcasei ambreiajului. Trebuie subliniat însă că pot fi întâlnite și alte soluții constructive de solidarizare a discului de presiune cu volantul.

Pentru centrarea arcurilor de presiune pe discul de presiune, se prevăd bosaje de ghidare sau gulere. Pentru protejarea arcurilor de presiune împotriva încălzirii excesive, între ele și discul de presiune se montează garnituri de termoizolante executate, de regulă, din același material ca și garniturile de frecare ale discului condus.

Calculul discului de presiune

Funcțional, discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forței arcurilor pe suprafața de frecare, componentă a părții conducătoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri și eventualele pârghii de debreiere și masă metalică pentru preluarea căldurii rezultate în procesul patinării ambreiajului.

Asimilăm discul condus cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei:

raza exterioară:

raza interioară:

Calculul arcului diafragmă

Elementele geometrice ale arcului sunt prezentate în figura 3.4.

Se consideră că arcul diafragmă reprezintă două elemente funcționale reunite într-o singură piesă: partea tronconică plină, care este, de fapt, un arc disc cu rolul de arc de presiune, și lamelele, care sunt, de fapt, pârghii încastrate în pânza arcului disc cu rolul de pârghii de debreiere.

Am adoptat S=4 mm- grosimea arcului, care ia valori cuprinse intre 1.5- 4 mm.

Se adoptă înălțimea arcului : H= 8 mm.

Înălțimea zonei pline a arcului:

Săgeata arcului acționat:

Pentru arcul diafragmă se va alege materialul OLC55A cu următoarele caracteristici:

Se va calcula forța cu care arcul apasă discul, cu ajutorul următoarei formule:

unde:

-E = 2.1·105 [N/mm2] și reprezintă modulul de elasticitate al materialului;

-= 0.25 este coeficientul lui Poisson;

-k1 : coeficient de formă al arcului și se calculează cu relația de mai jos:

Verificarea forței de apasare se face prin compararea forței cu care arcul apasa discul Farc și forța necesară de apăsare pe disc F:

Cum Farc>F, condiția este îndeplinită.

3.5 Elemente de calcul ale mecanismului de acționare

Se va alege mecanismul de acționare hidraulic deoarece acesta prezintă o serie de avantaje spre deosebire de cele mecanice:

– limitează viteza de deplasare a discului de presiune la cuplarea ambreiajului și prin aceasta încercările transmisiei care apar la cuplarea bruscă a ambreiajului;

– randament mai ridicat deoarece nu conține multe articulații;

– posibilitatea dispunerii în orice loc de pe autovehicul fara a fi necesară o soluție constructivă complicată.

Calculul sistemelor de acționare se face în scopul determinării parametrilor acestuia, în condițiile în care forța de acționare exercitată de conducător asupra pedalei ambreiajului și cursa pedalei trebuie să se situeze în limite ergonomice.

Fig. 3.6 Sistemul de acționare cu comandă hidraulică

Dimensiuni adoptate:

a = 250 [mm]

b = 162 [mm]

c = 150 [mm]

d = 34 [mm]

e = 80 [mm]

ih = 40 – raport de transmitere

[mm]

Sl = 3 [mm] – deplasarea liberă a manșonului de decuplare

ΔS = 1.3 [mm] – distanța dintre suprafețele de frecare

Cursa totală a pedalei:

unde reprezintă diametrele cilindrilor.

Raportul se determină din formula raportului de transmitere al mecanismului de acționare hidraulică:

Forța de apăsare pe pedală, Fp, necesară decuplării complete a ambreiajului se determină cu relația:

Randamentul mecanismului de acționare hidraulică a ambreiajului se adoptă:

ηh = 0.85.

Fpa =160 [N] – forța admisibilă la pedală

Cap. 4 Calculul și construcția cutiei de viteze

4.1 Alegerea tipului constructiv

În funcție de valoarea rezistenței care se opun înaintării automobilului, trebuie modificată forța de tracțiune a acestuia. Motoarele cu ardere internă a automobilelor permit o variație limitată a momentului motor, respectiv a forței de tracțiune. Din această cauză, automobilele echipate cu motoare cu ardere internă trebuie să fie prevăzute cu cutie de viteze cu scopul:

să permită modificarea forței de tracțiune în funcție de variația rezistențelor la înaintare;

să realizeze întreruperea îndelungată a legăturii dintre motor și restul transmisiei în cazul în care automobilul stă pe loc avand motorul în funcțiune;

să permită mersul înapoi al automobilului, fără a inversa sensul de rotație al motorului.

Cutia de viteze a unui automobil trebuie să îndeplinească următoarele condiții:

să prezinte o construcție simplă , rezistentă și spă fie ușor de manevrat;

să prezinte o funcționare fără zgomot și să aibă un randament cât mai ridicat;

să aibă o rezistență mare la uzare;

să fie ușor de întreținut, să asigure calități dinamice și economice bune;

să prezinte siguranță în timpul funcționării.

Cutiile de viteze utilizate la automobile se clasifică după modul de variație a raportului de transmitere și după modul de schimbare a treptelor de viteze.

după modul de variație a raportului de transmitere, cutiile de viteze pot fi:

cu trepte (etaje), la care variația raportului de transmitere este discontinuă;

continue sau progresive , care asigură între anumite limite o variație continuă a raportului de transmitere.

după felul mișcării axei arborilor , cutiile de viteze cu trepte pot fi :

cu axe fixe (simple), la care arborii au axa geometrică fixă;

planetare, la care axele unor arbori ai cutiei de viteze au o mișcare în jurul unui ax central.

după numărul treptelor de viteze , cutiile de viteze pot fi cu trei , patru, cinci, șase, sau chiar mai multe trepte.

după modul de schimbare a treptelor de viteze , cutiile de viteze pot fi

cu acționare directă;

cu acționare semiautomată;

cu acționare automată.

În scopul asigurării unei bune adaptabilități a automobilului la condițiile concrete în care are loc deplasarea, cutia de viteze trebuie să corespundă anumitor cerințe:

să aibă posibilitatea realizării unui număr cât mai mare de rapoarte de transmitere, iar mărimea lor să fie determinată în așa fel încât să asigure o utilizare rațională a puterii în condițiile unor performanțe economice, dinamice și de poluare optime pentru caracteristica motorului cu care se conlucrează;

în exploatare să prezinte siguranță, construcția să fie simplă, robustă, întreținere ușoară, iar manevrarea să fie simplă, precisă și comodă;

să prezinte o gamă largă de utilizare.

Cutiile de viteze mecanice în trepte, cu arbori cu axe fixe, sunt cele mai răspândite la automobile, deoarece aceste tipuri sunt simple din punct de vedere constructiv și deci fabricarea lor este ieftină. Cutia de viteze în trepte se compune din :

mecanismul reductor sau cutia de viteze propriu-zis;

mecanismul de acționare;

dispozitivul de fixare a treptelor;

dispozitivul de zăvorâre a treptelor.

Structural, cutiile de viteză în trepte sunt formate din lanțuri cinematice paralele, egale ca număr cu treptele de viteză și constituite din reductoare cu roți dințate și axe fixe sau mobile (planetare). Aceste reductoare formează mecanismul reductor al cutiilor de viteză care constituie partea principală a cutiei de viteze și servește la modificarea raportului de transmitere, în funcție de variația rezistențelor la înaintarea automobilului și în plus oferă posibilitatea autopropulsării automobilului cu viteze reduse, ce nu pot fi asigurate în mod direct de motorul cu ardere internă care are turația minimă stabilă relativ mare. De asemenea se realizează:

inversarea sensului de mers al automobilului; cum sensul de rotație al motorului este prin concepție unic, cutia de viteze conține elemente a căror dispunere permite, când este necesară inversarea sensului de rotație a arborelui de ieșire;

decuplarea motorului termic de roțile motoare; deoarece prin concepție, ambreiajul nu poate fi decuplat decât temporar, pentru situațiile în care este necesară funcționarea motorului cu automobilul imobilizat, lanțul cinematic este întrerupt prin aducerea elementelor mobile de cuplare într-o poziție neutră (punct mort).

Soluția constructivă a cutiei de viteze

Luând ca elemente de bază arborii față de care sunt dispuse angrenajele mecanismului reductor, cele mai frecvente soluții de organizare cinematică, funcție de numărul acestora, sunt:

mecanismul reductor cu doi arbori: primar și secundar;

mecanismul reductor cu trei arbori: primar, intermediar și secundar.

Cutiile de viteze cu doi arbori se întâlnesc frecvent la autoturismele și autoutilitarele ușoare derivate din acestea cu motoare dispuse transversal sau longitudinal și se adoptă ca soluție constructivă pentru automobilul supus proiectării. Cutiile de viteze cu doi arbori dispun frecvent de 5 sau 6 trepte de viteză.

Figura 4.1

Cutie de viteze cu doi arbori

Organizarea arborilor cutiei de viteze cu doi arbori cuprinde:

arborele primar sau arborele de intrare ce primește mișcarea de la arborele cotit al motorului prin intermediul ambreiajului și include sau susține pinioanele conducătoare ale angrenajelor;

arborele secundar sau arborele de ieșire ce susține sau include roțile conduse ale angrenajelor și transmite mișcarea direct sau indirect către puntea motoare.

Caracteristic cutiei de viteze cu doi arbori este că intrarea și ieșirea se face la o anumită distanță (distanța între axele angrenajelor) de aceeași parte, în cazul soluțiilor de organizare a transmisiei de tip totul față, când în același carter cu cutia de viteze se găsesc înglobate transmisia principală și diferențialul, sau în părți opuse în cazul soluției clasice – motor față, punte motoare spate – soluție specifică autoutilitarelor ușoare, derivate din autoturisme. Rapoartele de transmitere în cazul mersului înainte se determină ca raport dintre numărul de dinți al roții conduse, z1, și numărul de dinți al roții conducătoare, z2, ca în figura 4.2.

(4.1)

Figura 4.2

Treaptă de mers înainte

Pentru realizarea treptei de mers înapoi (figura 4.3), față de treapta de mers înainte, unul din lanțurile cinematice ale mecanismului reductor se realizează cu trei roți dințate. Roata intermediară zi, montată pe un ax suplimentar ce angrenează simultan cu roata condusă z’1 și cea conducătoare z’2 nu intervine asupra raportului de transmitere, dar impune pentru acestea un sens identic de rotație.

(4.2)

Figura 4.3

Treaptă de mers înapoi

4.2 Organizarea cinematică a mecanismului reductor

Schema cinematică și de funcționare a unei cutii de viteze cu cinci trepte de viteză pentru mersul înainte și cu una pentru înapoi este prezentată în figura 4.4.

Pe arborele primar ap se găsesc între lagărele roților fixe 1, 2, 3, 4 și 5; roțile 1, 2, 3, 4 și 5 se află permanent în angrenare cu roțile 1’, 2’, 3’, 4’, 5’ montate libere pe arborele secundar as.

În vecinătatea roților libere se găsesc mecanismele de cuplare cu sincronizare ce servesc la solidarizarea acestora cu arborii pentru obținerea treptelor de mers înainte.

Funcționarea cutiei de viteze pentru mers înainte într-o treaptă oarecare are loc astfel: de la ambreiaj fluxul de putere se transmite arborelui primar ap, roții dințate conducătoare r, roții dințate conduse r’ și arborelui secundar as.

Legătura între roata liberă și arborele pe care acesta se sprijină se face prin dantura de cuplare a sincronizatorului la deplasarea manșonului acestuia din poziția neutră.

Roțile dințate 6, fixă pe arborele primar, și 6’, solidară cu manșonul de decuplare al sincronizatorului servesc la obținerea treptei de mers înapoi.

Figura 4.4

Schema cinematică a cutiei cu 2 arbori

Arborii cutiei de viteze

Arborii cutiilor de viteze se montează pe carter ținând seama de organizarea ansamblului și de particularitățile de funcționare ale fiecăruia dintre arbori. Lungimea lor este determinată de soluția constructivă aleasă, de numărul de trepte de viteză, de dimensiunile elementelor de cuplare și de felul etanșărilor. De aceea, la proiectare trebuie realizată posibilitatea dilatărilor termice, pentru a nu se influența mărimea jocurilor din lagăre.

Luând în considerare deformațiile termice precum și necesitatea preluării eforturilor axiale, rezultate din utilizarea angrenajelor cu roți dințate cu dantură înclinată și din mecanismele de cuplare, rezultă, ca regulă generală, faptul că lagărele pe care se sprijină arborii se montează unul fix în direcție axial, pentru preluarea forțelor axiale, iar celălalt liber în direcție axială, pentru preluarea deformațiilor termice.

Centrarea elementelor asamblate pe arbori se face pe caneluri sau pe diametrul exterior. Cel mai utilizat tip de caneluri este cel cu profil evolventic. Centrarea pe flancuri este utilizată pentru componentele fără mișcare relativă față de arbore (roți fixe); centrarea pe diametrul exterior se utilizează în cazul roților montate liber.

Arborele primar primește mișcarea de la arborele cotit al motorului prin intermediul ambreiajului iar în cazul cutiilor de viteze transversale arborele primar are o construcție similară arborelui intermediar al cutiilor de viteză cu trei arbori.

În cazul cutiilor de viteze încărcate de momente de torsiune mari, numai roțile treptelor inferioare (I, II) și mers înapoi – caracterizate de diametre mici – fac corp comun cu arborele, celelalte fiind montate liber. De regulă lagărul anterior preia numai sarcinile radiale, iar lagărul posterior și sarcinile axiale. În funcția de mărimea sarcinii axiale, lagărul posterior poate fi realizat cu rulmentul radial-axial cu bile (în cazul cutiilor de viteze transversale), sau cu rulment special dublu, cu bile sau role conice, ce poate prelua eforturile în ambele sensuri.

În partea din față antrenarea arborelui primar de către discul condus de ambreiaj sau de către arborele ambreiaj se face prin caneluri evolventice.

Arborele secundar al cutiilor de viteze destinate autoturismelor organizate după soluția totul față transversal sau longitudinal face corp comun cu pinionul cilindric sau conic al angrenajului transmisiei principale. Pe arborele secundar sunt montate liber roțile dințate conduse ale angrenajelor și fix radial și axial elementele imobile ale sincronizatoarelor.

Arborele secundar se sprijină pe carter pe două lagăre, al căror tip constructiv depinde de tipul transmisiei principale (cilindric conic) și de momentul de încărcare. Lagărul anterior, situat în imediata vecinătate a pinionului transmisiei principale, este un lagăr radial. Lagărul posterior este un lagăr ce poate prelua în ambele sensuri și sarcinile axiale dezvoltate în angrenajele treptelor și angrenajul transmisei principale.

Lagărele cutiei de viteze

Lagărele cutiei de viteze sunt componente prin intermediul cărora arborii mecanismului reductor se sprijină pe carter pentru a le permite:

fixarea și ghidarea;

rotația și preluarea eforturilor în timpul funcționării.

Principalele cerințe funcționale sunt:

funcționarea silențioasă;

capacitate portantă mare la un gabarit minim;

durabilitate;

reglaje minime în exploatare și să permită variațiile de lungime ale arborilor.

În construcția cutiilor de viteze sunt utilizate lagăre cu alunecare (lagăre fluide) și lagăre cu rostogolire (rulmenți). Alegerea tipului de lagăr se face în funcție de:

organizarea transmisiei – carter comun al cutiei de viteze și al punții motoare;

poziția motorului (transversal sau longitudinal) ce implică utilizarea unui angrenaj cilindric sau conic pentru transmisia principală;

poziția cutiei de viteze – în prelungirea motorului sau în partea inferioară a acestuia;

tipul și mărimea încărcărilor – radiale, radial-axiale.

Lagărele cu alunecare (fluide) pentru sprijinirea arborilor mecanismului reductor pe carter sunt utilizate în construcția cutiilor de viteze, deoarece necesită o ungere din abundență (sub presiune), realizabilă obligatoriu prin utilizarea unei pompe de ulei. Utilizate cu preponderență ca lagăre la arborele cotit al motorului au fost adoptate și în construcția cutiilor de viteze amplasate transversal, în partea inferioară ale acestora.

Lagărele cu rostogolire (rulmenți) sunt cele mai răspândite în construcția cutiilor de viteze, deoarece se adaptează perfect ungerii prin barbotare. Clasificarea rulmenților cutiilor de viteză și caracteristicile lor generale sunt cuprinse în tabelul 4.1.

Tabelul 4.1 Tipuri de rulmenți utilizați în cutiile de viteză

În corelație cu prezentările de mai înainte și cu recomandările din tabelul 4.1. în figura 4.5 se prezintă o sinteză a lagărelor cu rostogolire utilizate în cutiile de viteze.

Figura 4.5

Identificarea tipului de lagăr de rostogolire în cutia de viteze

Rulmenții au în componență elemente de rostogolire – bile, role, ace – montate între inelul interior și inelul exterior. Inelele sunt solidarizate cu elemente fixe, respectiv mobile, ale lagărului. În cazul în care gabaritul disponibil este minim, unul dintre inele rulmenților cu role cilindrice sau cu ace poate să lipsească, astfel încât corpurile de rostogolire sunt în contact direct cu un element exterior (ex. roată liberă), sau interior (ex. arbore secundar).În acest caz aceste căi de rulare neconvenționale îndeplinesc cerințele severe de calitate și duritate necesare bunei funcționări.

Montarea rulmenților este dependentă de tipul lor. La rulmenții cu bile sau cu role cilindrice nu se montează niciodată cu strângere ambele inele, deoarece există riscul deteriorării lagărului prin diminuarea jocului de funcționare. Pentru arbore (cazul general al rulmenților cutiei de viteze) inelul interior se montează cu “strângere”, iar inelul exterior cu “cu alunecare”.

Rulmenții cu role conice, în general, se montează pe arbore în pereche și în opoziție, în ”X”. Forțele axiale pot fi preluate și printr-un rulment compus – rulment biconic. Concepția acestui tip de rulment simplifică construcția ansamblului. Jocul de funcționare, determinat constructiv, este marcat pe rulment, fără a se putea intervenii asupra mărimii lui.

Roțile dințate

Roțile dințate utilizate la cutiile de viteză au dantură înclinată, cu profil în evolventă deoarece asigură sporirea capacității portante a danturii, permite corectarea danturii și realizează funcționarea fără zgomot.

Roțile dințate cu dinți drepți sunt simple și ieftine dar funcționează zgomotos și se uzează rapid. Utilizarea lor este limitată de realizarea treptei de mers înapoi, când se folosesc angrenaje decuplabile cu roți baladoare.

Dantura înclinată se folosește întotdeauna când roțile dințate sunt în angrenare permanentă. Față de cele cu dinți drepți sunt mai rezistente, permit micșorarea distanței între axe, funcționează uniform și cu zgomot redus.

Ca dezavantaje utilizarea danturii înclinate determină apariția forțelor axiale cu necesitatea preluării lor, iar în utilizarea angrenajelor permanente determină apariția reducerea randamentului, prin frecările suplimentare dintre roți și arbore, și lungimea cutiei, prin introducerea elementelor de cuplare. Unghiul de înclinare are valori cuprinse între 20…300, crescătoare de la prima spre ultima treaptă de viteză

La roțile dințate ale treptelor superioare, unde rapoartele de transmitere sunt reduse și roțile au dimensiuni apropiate, se folosește uneori corectarea danturii prin modificarea unghiului de angrenare de la 200 la 17030’ sau la 140.

Figura 4.6

Soluții de montare a roților libere

În construcția cutiei de viteze, roțile dințate pot fi montate dependente de rotația arborelui, sau independente (libere) de aceasta. S-a arătat că roțile dependente pot fi executate împreună cu arborele, sau se montează pe arbori prin îmbinări demontabile sau nedemontabile.

Roțile dințate libere, care prin rigidizare cu arborele secundar formează diferitele trepte de viteză, se montează fie rezemate direct pe arbore, fie rezemate prin lagăre de alunecare, sau lagăre de rostogolire (figura 4.6).

În figura 4.6 a. se prezintă soluția de montare a roții libere direct pe canelurile arborelui intermediar. Pentru diminuarea frecărilor, zona de rezemare a roții pe arbore este unsă forțat de uleiul centrifugal din canalele din arbore la rotirea arborelui.

În figura 4.6 b., roata liberă se montează pe arborele intermediar prin lagăr de alunecare. Între roata dințată și arbore se introduce o bucșă de bronz, care înlătură fiecare dintre piesele de oțel.

În figura 4.6 c. roata liberă se montează pe arbore prin intermediul unui rulment cu ace într-o soluție constructivă asemănătoare cazului precedent. Ungerea lagărului este făcută printr-un sistem de canale practicat în roți.

Deoarece roțile libere participă la realizarea treptelor de viteză prin solidarizarea lor cu arborele de susținere prin intermediul mecanismelor de cuplare, roțile libere sunt prevăzute cu danturi de cuplare. În vederea unei cuplări ușoare, danturile de cuplare se execută cu module mici, astfel ca, la diametre de divizare reduse să se dispună de un număr cât mai mare de dinți.

Roțile dințate din cutiile de viteze se execută din oțel aliat, respectiv oțel aliat superior, la care se aplică diferite tratamente termice sau termochimice. Miezul dintelui trebuie să fie tenace, pentru a suporta sarcinile mari de șoc, și suficient de rezistent la încovoiere, iar suprafețele de contact să fie dure, spre a rezista la uzură.

Mecanisme de cuplare a treptelor

La angrenajele de roți dințate aflate permanent în angrenare, solidarizarea roții libere pentru realizarea treptei de viteză se face prin mecanisme de cuplare. Necesitatea mecanismelor de cuplare este impusă de caracteristicile de funcționare ale cutiei de viteze la schimbarea treptelor de viteză, când între elementele anterior cuplate și cele care urmează a se cupla apar viteze unghiulare de rotație diferite. În aceste condiții, pentru evitarea solicitărilor dinamice de impact la cuplarea treptelor, egalizarea vitezelor unghiulare este posibilă numai prin manevre de conducere efectuate de conducător.

În figura 4.7 se prezintă construcția unui sincronizator cu blocare Borg-Wagner. Sincronizatorul este dispus pe arborele secundar 9, între roțile dințate libere 1 și 8. Roțile dințate sunt prevăzute cu suprafețe de lucru tronconice și cu danturi de cuplare. Manșonul 5 al sincronizatorului, centrat pe canelurile arborelui secundar, este fix în direcție axială. Pe circumferința manșonului sunt practicate, la distanțe egale, trei goluri axiale, în care pătrund penele de 4 ale fixatorului. Manșonul 5 este prevăzut cu dantură exterioară, cu care cuplează dantura interioară a mufei 3, care, prin deplasare axială, poate angrena cu danturile de cuplare ale roților 1 sau 8. Penele de fixare 4 sunt prevăzute în mijloc cu niște proeminențe care se plasează într-un canal strunjit la mijlocul mufei de cuplare 3. Cele trei piese ale fixatorului sunt susținute în mufa de cuplare de arcurile de expansiune 6.

Figura 4.7

Sincronizator cu blocare

Inelele de sincronizare 2 și 7 sunt piese din bronz. Ele sunt prevăzute cu o dantură exterioară (dantură de blocare) identică cu danturile de cuplare și cu trei canale frontale, în care pătrund piesele 4 ale fixatorului, împiedicând rotirea inelului față de manșonul 5.

Folosind notații din figura 4.7 în figura 4.8 sunt prezentate fazele de funcționare ale sincronizatorului.

Figura 4.8

Fazele de funcționare a sincronizatorului

Dacă mufa de cuplare 3 este deplasată axial, prin fixatorul 4 și arcurile 6 este antrenat și inelul de sincronizare 7 (din partea deplasării), care vine în contact cu suprafața de tronconică a roții libere 8 (figura 4.8a). Deoarece lățimea frezărilor din inele de sincronizare este mai mare decât a pieselor 4 ale fixatorului și anume cu jumătate din grosimea unui dinte de cuplare, sub acțiunea momentului de frecare are loc o deplasare tangențială a inelului de sincronizare față de manșonul 5. Această deplasare face ca dantura de blocare a inelului de sincronizare să se interpună în fața danturii mufei împiedicând înaintarea ei (figura 4.8b). În momentul egalizării vitezelor unghiulare, datorită forțelor tangențiale ce apar între dantura de blocare și dantura mufei, inelul se rotește și permite deplasarea axială a mufei până angrenează cu dantura de cuplare a roții libere (figura 4.8c).

Carterul cutiei de viteze

Carterul mecanismului reductor:

reunește elementele ansamblului cutiei de viteze și le menține în poziția de funcționare;

protejează organele interne de mediul exterior și conservă uleiul necesar ungerii și răcirii elementelor aflate în mișcare relativă;

permite fixarea ansamblului transmisiei pe carterul motorului în cazul grupului motopropulsor compact;

în cazul transmisiilor organizate după soluția totul față, înglobează mecanismele centrale ale punții motoare: transmisia principală și diferențialul.

Carterul cutiei de viteze trebuie să îndeplinească următoarele cerințe:

să fie rigid și ușor, etanș;

bine ventilat pentru a evita suprapresiunea internă la creșterea temperaturii în funcționare;

puțin mai zgomotos prin evitarea amplificării vibrațiilor provenite de la angrenaje și de motor;

să evacueze rapid căldura în timpul funcționării.

Concepția tehnologică a carterului cutiei de viteze

Concepția carterului cutiei de viteze se face ținând seama de:

satisfacerea rolului funcțional;

tipul de organizare a echipamentului motopropulsor și poziția cutiei (longitudinală, transversală);

seria de fabricație;

posibilitățile tehnologice;

derivatele opționale ale cutiei de bază (4×2 față, spate sau integrală).

Deși carterul satisface diferite cerințe de fabricare, el poate fi necorespunzător din punct de vedere al zgomotului în funcționare. Aceasta se datorează în general vibrațiilor emise de angrenaje, vibrații care pot fi amplificate prin efectul de “membrană” al unora dintre părțile laterale ale carterului. Diminuarea zgomotului se face printr-o nervurare corespunzătoare a pereților ansamblului.

În stare de proiect, carterul cutiei de viteze nu satisface decât rolurile principale enumerate. Tehnologia adoptată de constructor poate să-i confere în plus un raport de calitate/preț optim. Complexitatea, forma și aspectul pieselor variază în funcție de: materialele utilizate (aluminiu sau fontă) procedeul de turnare a semifabricatelor.

Alegerea materialului depinde atât de aspecte funcționale cum ar fi încărcare, zgomot, cât și de aspecte tehnologice ca producția zilnică, procedeul de turnare și tehnologia de uzinare disponibilă . De regulă, în construcția unui carter al cutiei de viteze, datorită dificultăților de obținere a calităților suprafețelor la uzinare cu aceeași viteză de așchiere și modificării diferențiate a formei și dimensiunilor la creșterea temperaturii, se utilizează un singur tip de material.

Carterele cutiilor de viteze ale autoturismelor și autoutilitarelor ușoare se toarnă din aliaje de aluminiu. Compoziția chimică depinde de procedeul de turnare. Astfel se utilizează aliajul:

AS10U4 la turnarea sub presiune a pieselor de serie mare;

AS9U4 la turnarea statică în cochilă metalică a pieselor de serie medie;

AS5U3 la turnarea în formă de nisip a pieselor prototip și serie foarte mică.

Ventilația carterului

Frecările dintre elementele aflate în mișcare relativă sporesc temperatura internă, ceea ce determină dilatarea aerului și creșterea presiunii. La valori mari, creșterea presiunii poate deforma garniturile de etanșare, provocând pierderi de ulei. Temperatura poate urca până la 150°C și poate atinge chiar 170°C (la nivelul suprafețelor de frecare ale sincronizatoarelor).

Pentru a evita scurgerile de ulei, cutiile de viteze sunt echipate cu o supapă de aerisire, ce permite ieșirea sau intrarea aerului, dar oprește trecerea particulelor solide sau lichide. Amplasarea supapei se face în partea superioară a carterului, într-o zonă în care aceasta este protejată de stropii de ulei.

Etanșarea carterului cutiei de viteze

La asamblarea elementelor ce constituie cutia de viteze există două tipuri de etanșări:

etanșări între elementele statice (ce formează carterul cutiei de viteze);

etanșări între elementele cu mișcare relativă (arbori, axe și carter).

Tipul de etanșare între elementele statice depind de abaterile admise între componentele ansamblului. În cazul preciziei necesare mari (pentru semicartere) se utilizează o pastă de elastomer, ce formează un filtru etanș între microneregularitățile suprafețelor frezate aflate în contact. În cazul etanșării capace/carter se utilizează garnituri din:

hârtie;

elastomer de formă toroidală;

mastic de etanșare în cazul unor capace din tablă ambutisată.

Când este necesară etanșarea arborilor de transmisie intrare și ieșire sau a axelor de comandă, se apelează la manșetele de etanșare cilindrice cu una sau cu două margini de etanșare. Materialele utilizate în construcția acestora sunt dependente de regimul termic maxim al ansamblului cutiei de viteze: nitril (90°C), poliacrilat (120°C) etc.

Construcția carterului cutiei de viteze

Carterul asamblat (figura 4.9) reprezintă o soluție specifică transmisiilor autoturismelor și autoutilitarelor ușoare organizate după soluția totul față, cu motorul amplasat longitudinal sau transversal.

Uzinarea este mai complexă decât cazul carterului monobloc, deoarece se are în vedere existența unor suprafețe suplimentare cum ar fi cele de asamblare și cele de centrare a elementelor componente.

Carterul asamblat poate fi obținut prin turnare sub presiune (conferă pieselor finite: precizie mare, rigiditate satisfăcătoarele și masă redusă) a elementelor componente.

Carterul asamblat al cutiilor de viteze longitudinale satisface toate soluțiile de organizare a transmisiei care sunt folosite când motorul este amplasat longitudinal: clasică, totul față sau integrală. Construcția este realizată din două semicartere ce conțin în planul de asamblare axele arborilor.

Figura 4.9

Carterul asamblat al cutiei de viteze

Carterul asamblat al cutiilor de viteze (figura 4.9) este constituit din două sau din trei elemente care au suprafețele de asamblare perpendiculare pe axele arborilor.Soluția cu două elemente este specifică cutiilor de viteze cu doi arbori și cinci trepte.

Elementele ansamblului sunt:

carter ambreiaj și mecanismele centrale ale punții motoare;

carter mecanism reductor cutie de viteze și capac treapta a V-a (doi arbori, cinci trepte).

Ungerea cutiei de viteze

Ungerea componentelor cutiei de viteze este necesară pentru diminuarea pierderilor de energie prin frecare și a uzurii componentelor cutiei de viteze și pentru evacuarea căldurii.

Modul în care se realizează ungerea în cutiile de viteze este dependent de poziția cutiei de viteze în raport cu motorul.

Pentru asigurarea ungerii, roțile dințate ale arborelui (arborilor) inferior sunt parțial imersate în ulei, asigurând în acest fel ungerea danturii aflate în contact. Centrifugarea uleiului provoacă o pulverizare a acestuia asupra tuturor organelor interne și proiectarea unei cantități pe pereții carterului. Acest contact cu carterul contribuie în mare parte la răcirea uleiului.

În plus, centrifugarea antrenează o circulație de ulei din centru către periferia pinioanelor. Pentru a valorifica acest fenomen, un alezaj practicat în interiorul arborilor permite aspirarea uleiului prin centrul arborelui, realizând astfel ungerea alezajelor roților libere. Ungerea părților frontale ale pinioanelor libere se face frecvent prin practicarea unui canal circular excentric pe fața opusă mecanismului de cuplare, canal care asigură o circulație de ulei satisfăcătoare.

Nivelul uleiului în baia de ulei a cutiei de viteze este controlat frecvent prin poziționarea bușonului de umplere pe unul din pereții laterali la o înălțime precis determinată de constructor prin teste complexe. La partea inferioară a carcasei se găsește un bușon de golire, care este prevăzut de cele mai multe ori cu un magnet ce colectează particulele metalice.

4.3. Dimensionarea geometrico-cinematică

Această etapă cuprinde determinarea numărului de dinți ai roților care compun angrenajele, predimensionarea modulului danturii, determinarea distanței între axe și a elementelor geometrice ale roților și angrenajelor.

În aceste condiții, pentru calculele de predimensionare se recomandă ca pentru modulul danturii roților dințate să se adopte valori similare ale tipurilor existente și care s-au dovedit corespunzătoare.

Momentul se determină funcție de momentul la arborele secundar Ms pentru treapta

a I-a:

(4.1)

unde:

MM = 320,28 [N·m]: momentul maxim al motorului;

icv1 = 2,23 : raportul de transmitere a treptei întâi de viteze;

icv = 0,9 – randamentul cutiei de viteze.

Se adoptă conform STAS 821-82 modulul normal, mn = 2 [mm] (modulul în funcție de momentul motor și diametrul Pitch).

Determinarea distanței dintre axe și a numerelor de dinți ai roților dințate se face ținând seama de:

realizarea, pe cât posibil, a rapoartelor de transmitere determinate din condițiile de conlucrare motor-transmisie, având în vedere faptul că roțile dințate au un număr întreg de dinți;

obținerea dimensiunilor minime de gabarit prin alegerea, pentru roata cu cel mai mic diametru, a numărului minim de dinți.

Pentru roțile dințate ale cutiilor de viteze cu doi arbori, numărul de dinți ale roților de pe arborele primar sunt date de relația:

(4.2)

iar pentru cele ale arborelui secundar:

(4.3)

unde:

β unghiul de înclinare de divizare al angrenajului, β = (25°…45°); se adoptă β = 25°;

icvk este raportul de transmitere al treptei k de viteze;

aw reprezintă distanța dintre axele arborilor dată de formula:

. (4.4)

Valoarea distanței este standardizată și se adoptă valoarea aw = 178 [mm].

Tabel 4.2

Calculul rapoartelor reale de transmisie pe trepte:

; (4.5)

Tabel 4.3

Recalcularea unghiului de înclinare pe trepte:

; (4.6)

Tabel 4.4

Calculul modulului frontal pe trepte:

= 3,186 [mm]; (4.7)

Calculul diametrelor de divizare ale pinioanelor:

d = z · mt (4.8)

Calculul diametrelor de divizare ale roților:

d’ = z’ · mt (4.9)

Valoarea înălțimii capului dintelui:

han= mt = 3,186 [mm] (4.10)

Valoarea înălțimii jocului la fundul dintelui:

cn = 0,25 · mt = 0,796 [mm] (4.11)

Diametrul de picior al pinioanelor:

df = d – 2·(han + cn) (4.12)

Diametrul de picior al roților:

d’f = d’ – 2·(han + cn) (4.13)

Diametrul de vârf al pinioanelor:

da = d + 2·(han + cn) (4.14)

Diametrul de vârf al roților:

d’a = d’ + 2·(han + cn) (4.15)

Tabel 4.5 Valori ale calculului angrenajelor cutiei de viteze

Calculul lățimii roților dințate se face în funcție de un coeficient de lățime a danturii, ψa, care pentru treapta de precizie 7-8 se determină cu:

(4.16)

Lățimea roții de pe arborele secundar

b’ = aw · ψa (4.17)

Lățimea roții de pe arborele primar

b = b’ + 0,5· mn (4.18)

Valorile lățimii roților sunt prezentate în tabelul 4.6.

Tabel 4.6 Lățimea roților angrenajelor din cutia de viteze

4.4 Calculul forțelor din angrenajele cu roți dințate

Angrenajele cutiilor de viteze se verifică prin calcul la încovoierea dinților și la presiunea de contact, în condițiile solicitării sub acțiunea sarcinilor de regim și sarcinilor dinamice (sarcini de vârf).

Pentru calculul danturii există mai multe metode, dintre care cea mai frecvent folosită este metoda lui Lewis. Această metodă consideră că întregul moment se transmite prin intermediul unui dinte, considerat ca o grindă încastrată și că asupra dintelui acționează forța normală Fn după linia de angrenare N-N și este aplicată la vârful dintelui. Forța nominală se distribuie pe fâșia de contact dintre dinții aflați în angrenare producând ca solicitare principală presiuni specifice de contact. În funcție de momentul de torsiune Mt al arborelui, forța tangențială se determină cu relația:

(4.19)

Mt = Mm · icvk (4.20)

unde:

Mm = 320.28 [N·m] reprezintă momentul motor maxim;

Mt reprezintă momentul de torsiune la arborele roții conducătoare a angrenajului;

d este diametrul de divizare al roții dințate.

Fig.6.10

Definirea forțelor din roțile dințate cilindrice cu dantură înclinată

Forța nominală se calculează cu formula:

(4.21)

Componenta radială care solicită dintele la compresiune (tabelul 4.7) se calculează cu formula:

(4.22)

Componenta axială, care nu determină solicitări asupra dintelui se calculează cu formula:

Fa = Ft · tgβ1 (4.23)

Tabel 4.7 Valorile momentului de torsiune și a forțelor care solicită dintele

4.5 Calculul arborilor și calculul recțiunilor

Arborii sunt solicitați la torsiune și la încovoiere sub acțiunea forțelor din organele susținute (roți dințate, elemente de cuplare) și organele de susținere (lagăre). Metodologia de calcul al arborilor cutiilor de viteze cuprinde determinarea schemei de încărcare a arborilor, calculul reacțiunilor, calculul momentelor de torsiune și încovoiere, determinarea mărimii secțiunilor și verificarea la rigiditate.

Predimensionarea arborilor cutiei de viteze

Parametrii principali ai cutiei de viteze cu arbori ficși se stabilesc în funcție de distanța dintre arbori, aw, calculată la punctul 4.4 și stabilită definitiv după alegerea modulului și dimensiunilor roților dințate. Predimensionarea arborilor cutiei de viteze se face cu ajutorul relațiilor:

la arborele primar

diametrul exterior 35 [mm]; se adoptă dp = 35 [mm];

diametrul interior al arborelui primar în zona canelată unde se montează ambreiajul 29 [mm]; se adoptă dp = 29 [mm]; (4.24)

lungimea între reazeme lp = dpe / (0,16…0,18) rezultă lp = (150…168,75) [mm]; se adoptă lp = 150 [mm];

la arborele secundar

ds = (0,3…0,45)·aw = (48…72) [mm]; se adoptă ds = 54 [mm]; (4.25)

lungimea între reazeme ls = ds / (0,18…0,21) rezultă ls = (257,14…300) [mm]; se adoptă ls = 260 [mm];

Arborii cutiilor de viteze sunt solicitați la încovoiere și torsiune. Pentru calculul efortului unitar pe fiecare treaptă a celor doi arbori este necesar determinarea modulului de rezistență la torsiune și încovoiere.

pentru arborele primar

la torsiune Wt = 0,2 · dp3 = 8575 [mm3] = 8,575 [cm3];

la încovoiere Wi = 0,1 · dp3 = 4287[mm3] = 4,287 [cm3];

pentru arborele secundar

la torsiune Wt = 0,2 · ds3 = 31492 [mm3] = 31,492[cm3];

la încovoiere Wi = 0,1 · dp3 = 15746 [mm3] = 15,746 [cm3];

Calculul eforturilor unitare pe fiecare treaptă, tabelul 4.8, se determină cu relațiile:

la torsiune[daN/cm2]; (4.26)

la încovoiere[daN/cm2]. (4.27)

unde Mt a fost calculat conform (4.20) și prezentat în tabelul 4.7.

Tabel 4.8 Eforturi unitare pe fiecare treaptă a arborilor cutiei de viteze

Valorile eforturilor unitare calculate se încadrează în plaja de valori ale eforturilor unitare admise, care pentru arborii primari trebuie să fie cuprinse în intervalul (1000…2800) [daN/cm2], iar pentru arborii secundari în intervalul (1200…4000) [daN/cm2].

CAPITOLUL 5

TEMA SPECIALĂ

OPTIMIZAREA PROCESULUI DE INJECȚIE LA M.A.C.

5.1 Introducere

Cercetările și dezvoltările în ceea ce privește procesul de injecție la motoarele cu apindere prin comprimare au dus la dezvoltarea unui nou sintem de injecție foarte performant, cu ajutorul căruia s-a reușit realizarea unor motoare cu aprindere prin comprimare flexibile, cu performanțe ridicate, cu emisii de gaze de evacuare care respectă ultimile norme de protecție a mediului și cu un consum redus.

Acest sistem de injecție este numit Common Rail și este prezentat în lucratea de față.

Este interesant faptul că acest concept tehnologic, ’’Common Rail’’ este aproape de vechi ca și motorul Diesel în sine. A fost visul Dr.-ului Rudolf Diesel să pulverizeze praf de cărbune în cilindru prin comprimarea aerului într-un rezervor sub presiune, care reprezintă de fapt Common Rail-ul de astăzi. El a realizat că este mai convenabil să comprime combustibil lichid în rezervor. Astfel s-a născut principiul Common Rail pentru combustibil lichid.

Un sistem bazat pe principiul Common Rail a fost introdus de Vickers în 1913 pentru Atlas Imperial Company, dar nu s-a dovedit practic pentru o scară largă de exploatare, existând multe retrageri din proiectare și producție pentru acest sistem.

Acest concept a așteptat un timp îndelungat până când controlul electronic, progresul în ceea ce privește materialele și tehnicile inginerești de precizie au fost îmbunătățite.

În zilele noastre, tehnologia Common Rail a devenit sinonimă cu emisii poluante scăzute și performanțe ridicate a motoarelor Diesel, datorită progresului în ceea ce înseamnă controlul electronic.

5.2 Direcții de optimizare și modernizare a sistemului de injecție

Prin optimizarea sistemului de injecție se urmărește:

O reducere a zgomotului

Emisii poluante treduse

Consum de combustibil redus

Performanțte ridicate ( un moment mai mare la turații scăzute)

Se poate spune că se realizează o optimizare dinamică a proceselor de injecție, deoarece prin implementarea sistemului de injecție Common Rail s-a realizat o automatizare a sistemului de injecție convențional. Aceasta este o optimizare multivariabilă simultană, care reprezintă un fel de analiză, statistică utilizată pentru realizarea cerințelor de mai sus, fiind bazată pe proiectarea experimentală.

5.2.1 Reducerea zgomotului

Zgomotul de combustie este rezultatul creșterii rapide a presiunii în cilindru.

La motoarele Diesel, combustia nu începe imediat după injectarea combustibilului în camera de ardere. Inițial, picăturile fine de combustibil vaporizează, apoi se formează amestecul. Pe durata întârzierii startului injecției fața de aprindere, o cantitate mare de combustibil este injectată în camera de ardere. Aprinderea și creșterea presiunii devin mai violente datorită creșterii cantității de combustibil disponibil.

Pentru a reduce zgomotul produs de combustie, este necesar să se reducă timpul de ardere, care este suma timpului de vaporizare și timpul de formare al amestecului. Vaporizarea mult mai rapidă a motorinei, rata de formare al amestecului și reducerea timpului de ardere implică creșterea temperaturii și presiunii în cilindru. Această creștere poate fi realizată prin injectarea unei cantități mici de combustibil înainte de startul injecției principale.

5.2.2 Reducerea poluării

Standardele de reducere a poluării fac referiri la următorii poluanți:

Oxizi de azot(NOX)

Particule

Monoxid de carbon(CO)

Hidrocarburi nearse(HC)

Oxizii de azot(NOX) sunt produși de oxidarea azotului în aer. Această reacție apare la temperaturi foarte înalte(> 18000C) când există un exces de aer considerabil.

Pentru a limita emisiile de noxe, este folosit un dispozitiv care permite recircularea gazelor de ardere(EGR), controlat electronic. El realizează un control precis al cantității de gaze de ardere trimise înapoi în motor. Dacă această cantitate este prea mică, nu se realizează o optimizare, iar dacă este prea mare rezultă o creștere a emisiilor de fum și funingine.

Emisii de noxe mai mici se pot obține deasemenea prin tratarea gazelor în convertoare catalitice. Principiul constă în reducerea moleculelor de NOX formate pe timpul arderii prin obținerea moleculelor de oxigen pe de o parte și molecule de azot pe de altă parte. Motorina se comportă ca un catalizator pentru reducerea NOX. Pentru reducerea NOX în convertoare catalitice, o mică cantitate de motorină este injectată exact după deschiderea supapei de evacuare (post injecția).

Particulele. Fumul si funinginea sunt rezultatul unei pulverizări sărace de combistibil în camera de arede. Picăturile mari de combustibil pulverizat necesită un timp mare pentru vaporizare. Dacă acest timp devine prea lung, partea din mijloc a picăturii nu va avea timp să se vaporizeze. Sub efectul temperaturii înalte(>18000C) în interiorul camerei de ardere, moleculele de combustibil nevaporizate suferă o cracare. Acest fenomen produce compuși de carbon solid, care constituie funinginea si alte fenomene caracteristice motoarelor Diesel. Injecția directă la presiuni foarte mari, permite utilizarea unor orificii de pulverizare a combustibilului foarte mici. Aceasta rezultă într-un grad de pulverizare care să permită o vaporizare completă a picăturilor de combustibil, conducând astfel la reducerea formării de particule si funingine.

Hidrocarburi nearse (HC). Hidrocarburile nearse sunt rezultatul oxigenului insuficient ( o distribuție neuniformă a combustibilului), sau datorită injecției în regiunile reci ale camerei de adrere (când combustibilul atinge pereții camerei de ardere). Camerele de combustie toroidale, combinate cu injecția directă face posibilă obținerea:

Unui nivel de turbulență ridicat care asigură o bună distribuție a combustibilului în interiorul camerei de ardere. Formarea zonelor îmbogățite unde hidrocarburile nearse își au originea, sunt evitate.

O cameră de ardere compactă a căror pereți sunt destul de încălziți pentru a preveni formarea hidrocarburilor nearse.

Monoxidul de carbon(CO). Prezența monoxidului de carbon în gazele de ardere, este rezultatul unei oxidări incomplete a carbonului din motorină. Această oxidare incompletă este rezultatul faptului că combustia are loc atunci când amestecul este bogat. Motoarele Diesel funcționează cu exces de aer, și emisiile de CO sunt ridicate. Limitarea emisiilor de CO este posibila prin eliminarea zonelor cu amestec îmbogățit în interiorul camerei de ardere. Pentru a realiza acest lucru este necesară o cameră de ardere cu o geometrie care să asigure un nivel înalt de turbulență.

5.2.3 Reducerea consumului de combustibil

Reducerea consumului de combustibil este obținută prin îmbunătățirea controlului combustiei, prin adaptarea curgerii combustibilului, timpului si presiunii de injecție în funcție de cererea motorului, la toate regimurile de funcționare.

Comparativ cu sistemul convențional de ardere, sistemul Common Rail conferă o flexibilitate în exploatare, permițând un reglaj exact al curgerii combustibilului, timpului de injecție, cantității injectate și presiuni în acord cu nevoia motorului pentru toate regimurile de funcționare

5.2.4 Performanțe ridicate

Prin creșterea momentului la turații scazute, se pot injecta cantități mai mari de combustibil la turații reduse ale motorului. Cantitatea injectată este proporțională cu timpul de injecție, și cu rădăcina pătrată din presiunea de injecție. Pentru a crește fluxul de combustibil este necesar să mărim presiunea de injecție, în timp ce timpul de injecție este limitat.

Toate aceste cerințe, de reducere a zgomotului produs de motor, de reducere a emisiilor poluante, a consumului de combustibil dar si creșterea performanțelor motorului, sunt îndeplinite prin utilizarea sistemului de injecție Common Rail, prezentat în capitolul următor.

5.3 Sistemul de injecție Common Rail la m.a.c.

5.3.1 Principiul de funcționare

Generarea presiunii și injecția de combustibil sunt complet independente una de alta la injecția de combustibil ” Common Rail”. Presiunea de injecție este generată independent de viteza motorului și cantitatea de combustibil injectat. Combustibilul este acumulat sub presiune în acumulatorul de înaltă presiune (rampa comună), fiind oricând pregătit pentru a fi injectat. Cantitatea de combustibil injectată este determinată de conducător, startul injecției cât si presiunea de injecție sunt calculate de ECU( engine control unit-calculatorul motorului) pe baza cartogramelor din calculator. Calculatorul dă un impuls solenoidului injectorului, astfel, injectoarele fiecărui cilindru injectează cantitatea de combustibil corespunzătoare. Acest sistem format din calculator și senzori pentru injecția „Common Rail” cuprinde (fig. 5.1):

calculator de injecție (ECU – Engine Control Unit)

senzor turație motor

senzor poziție arbore cu came

senzor poziție pedală de accelerație

senzor presiune de supraalimentare

senzor presiune rampă

senzor temperatură motor

senzor debit masic de aer (debitmetru)

Utilizând semnalele de intrare de la senzori, calculatorul inregistrează cererile șoferului (poziția pedalei de accelerație) și definește regimul instantaneu optim al motorului și al vehiculului ca un întreg. El procesează semnalele care au fost generate de senzori prin intermediul rețelei de linii de date. Pe baza acestor informații, el poate interveni prin ciclul închis sau deschis de control asupra motorului. Turația motorului este măsurată de senzorul de turație, iar senzorul de la arborele de distibuție determină secvența de aprindere. Semnalul electric generat prin intermediul unui potențiometru în modulul pedalei de accelerație informează calculatorul cât de mult a fost eliberată pedala de accelerație, cu alte cuvinte informează calculatorul despre necesarul de moment. Debitmetrul oferă calculatorului date instantanee referitoare la curgerea aerului în măsura în care combustia poate fi adaptată pentru a respecta normele referitoare la emisii poluante. În măsura în care motorul este echipat cu o turbină cu gaze, și regulator de suprapresiune, senzorul de suprapresiune măsoară deasemenea și suprapresiunea. La temperaturi scăzute ale mediului ambiant și cu motorul rece, calculatorul utilizează informațiile de la senzorul de temperatură al lichidului de răcire și al aerului pentru a stabili valorile optime pentru pornirea injecției, a postinjecției, și a parametrilor necesari mai departe la regimurile de funcționare particulare.

În figura 5.1 este arătat un exemplu de motor echipat cu instalatie de injecție Common Rail, și deasemenea diferite componente din instalație.

Fig.5.1 Sistem de injecție diesel cu rampă comună[16]

Componentele sistemului de injecție:

debitmetru de aer

calculator injecție

pompă de înaltă presiune

rampă comună (acumulator de înaltă presiune)

injectoare

senzor turație motor

senzor temperatură motor

filtru motorină

senzor poziție pedală de accelerație

Funcțiile de bază controlează injecția de combustibil pentru a avea loc la momentul potrivit, în cantitatea optimă și la presiunea optimă. Sunt asigurați acești parametri pentru a asigura nu numai o funcționare lină a motorului, dar și economică.

5.3.1.2 Funcțiile auxiliare

Funcțiile de control auxiliare în buclă închisă și deschisă servesc la scăderea atât a emisiilor de gaze de ardere, cât și a consumului de combustibil, dar și la creșterea siguranței în funcționare. Ca exemple se pot enumera sistemele de recirculare a gazelor de ardere (EGR), controlul suprapresiunii, controlul vitezei de croazieră, etc. Rețeaua de linii de date (CAN) permite schimbul de date cu alte sisteme ale unui vehicul cum ar fi ABS, controlul stabilității, controlul transmisiei, etc. În timpul unei diagnoze a vehiculului, o interfață de diagnoză permite evaluarea datelor înregistrate în sistem.

5.3.2 Caracteristicile injecției

5.3.2.1 Caracteristicile injecției convenționale

Sistemele de injecție convenționale, au în comun cu injecția de combustibil de azi numai faza principală de injecție, fără injecția pilot și faza de post injecție. Prin introducerea ventilelor electromagnetice, dezvoltările au evoluat datorită introducerii fazei de injecție pilot. La injecția convențională, generarea de presiune si cantitatea de combustibil injectată sunt dependente una de cealaltă. Aceasta are următoarele efecte asupra injecției:

Presiunea crește odată cu creșterea turației și a cantității de combustibil injectat.

De-a lungul procesului de injecție, presiunea de injecție crește și apoi scade la presiunea de închidere a pulverizatorului injectorului la sfârșitul injecției

Consecințele sunt următoarele:

Cantități mici de combustibil sunt injectate cu presiune mică după care se injectează o cantitate mare de combustibil (fig5.2)

Presiunea maximă de injecție este mai mult decât dublă decât presiunea de injecție principală

Caracteristica de injecție este practic triunghiulară

Fig5.2 Injecția convențională

Pm-presiunea de injecție medie, ps-presiunea maximă

Maximul de presiune este decisiv pentru încărcarea mecanică a componentelor pompei de injecție. La sistemul convențional de injecție presiunea maximă este decisivă pentru calitatea amestecului combustibil format în camera de ardere.

5.3.2.2 Caracteristicile de injecție pentru sistemul de injecție Common-Rail

Comparativ cu caracteristicile injecției convenționale, există următoarele cerințe referitoare la caracteristicile injecției ideale:

Cantitatea de combustibil injectată și presiunea de injecție trebuie să fie independente una de alta, și definite pentru fiecare regim de funcționare al unui motor( conferă o libertate mai mare în obținerea unui amestec aer/combustibil optim)

La începutul procesului de injecție, cantitatea de combustibil injectată trebuie să fie cât mai mică posibil( pe perioada întârzierii la autoaprindere)

Aceste cerințe sunt îndeplinite de sistemul de injecție Common Rail cu injecție pilot și injecție principală(fig5.3)

Fig.5.3 Sistemul de injecție Common Rail cu injecție pilot și injecție principală

Pm-presiunea de injecție medie, PR-presiunea în rampa comună

Sistemul Common Rail este un sistem modular,și cuprinde următoarele componente responsabile de realizarea caracteristicilor optime de injecție.

Injectoarele controlate electronic

Acumulatorul de presiune(rampa comună)

Pompa de înaltă presiune

Deasemenea aceste componente, pentru o funcționare optimă a sistemului, necesită existența unei unități de control electronic(calculator), a unui senzor de turație pentru arborele cotit și a unui senzor pe arborele cu came(senzor de fază).

5.3.3 Sistemul de alimentare cu combustibil

Sistemul de alimentare cu combustibil al sistemului de injecție Common Rail (fig.5.4) este alcătuit din partea de joasă prsesiune pentru livrarea combustibilului, partea de înaltă presiune pentru livrarea presiunii înalte și ECU.

Fig 5.4 Sistemul de alimentare cu combustibil[20]

Componenta sistemului rampa comuna (exclusiv partea de inalta presiune):

pompa de inalta presiune;

rampa comuna de combustibil care in general este un tub metalic, dar poate fi si sub forma unei sfere;

pompa de transfer care la sistemele mai noi este corp comun cu pompa de inalta . Primele sisteme common rail aveau pompa de transfer montata in rezervor, separat de pompa de inalta presiune;

regulator de de debit montat pe pompa de inalta presiune (nu au toate sistemele); in functie de presiunea de consemn comandata de ECU, regulatorul de debit regleaza cantitatea de combustibil care intra in pompa de inalta, prin descarcarea execesului in retur catre rezervor.

regulator de presiune, corp comun cu pompa de inalta presiune; descarca excesul de combustibil in retur in functie de presiunea creata de pompa de inalta in rampa comuna.

senzor de presiune montat pe rampa comuna; monitoreaza permanent presiunea din rampa de combustibil si transmite informatiile catre ECU.

injectoare electromagnetice (sistemele anterioare pana la Euro 4 ) sau injectoare piezoeletrice (de la Euro V);

supapa de suprapresiune montata in rampa ( in functie de sistem, Bosch nu are, Denso are); descarca excesul de combustibil in retur in cazul in care in rampa se atinge o valoarea maxima a presiunii (ex. 1600 bari);

calculatorul de injectie; reprezinta creierul sistemului rampa comuna care comandata timpul de deschidere al injectoarelor, pe baza diverselor marimi de intrare (ex. temperatura lichid racire, pozitie pedala acceleratei etc);

senzor de temperatura combustibil montat de obicei pe pompa de inalta presiune ( sistemele mai vechi nu au acest senzor);

conducte metalice de legatura ( pompa – rampa, rampa – injectoare);

5.3.3.1 Circuitul de joasă presiune

Circuitul de joasă presiune al sistemului Common Rail cuprinde:

Rezervorul de combustibil cu prefiltrul

Pompă de alimentare

Filtru combustibil

Tubulatura de joasă presiune

5.3.4 Pompa de înaltă presiune

Pompa de înaltă presiune fig (5.5) reprezintă interfața dintre circuitul de înaltă presiune și circuitul de joasă presiune. Pentru toate regimurile de funcționare pompa este răspunzătoare de livrarea combustibilului cu presiunea adecvată. Ea generează presiune continuu în acumulatorul de presiune, aceasta însemnând că în contrast cu sistemul convețional de injecție, combustibilul nu va fi comprimat pentru fiecare proces de injecție în parte.

Fig5. 5 Pompa de înaltă presiune

1-arbore de antrenare, 2-cameră excentrică, 3- elementul de pompare, 4-camera elementului de pompare, 5- supapă de aspirație, 6-supapă de întrerupere, 7- supapă de evacuare, 8- etanșare, 9- conexiune de înaltă presiune cu rampa, 10- supapă control presiune, 11- supapă cu bilă, 12- retur combustibil, 13- intrare combustibil în pompă, de la pompa de alimentare, 14- supapă siguranță cu ventiș de laminare, 15- secțiunea de presiune joasă a elementului de pompare

În interiorul pompei, combustibilul este comprimat cu ajutorul a 3 pistonașe radiale care formează înre ele un unghi de 1200. Din moment ce la fiecare rotație a arborelui pompei au loc 3 curse ale pistonașelor, este generet un moment fară variații bruște, astfel pompa este supusă la solicitări uniforme. Aceasta înseamnă că sistemul Common Rail realizează o încarcare mai mică a pompei decât în cazul convențional.

Principiu de funcționare. Prin intermediul unui filtru cu separator de apă, pompa de alimentare cu combustibil, pompează combustibil din rezervor către pompa de înaltă presiune prin ștuțul de intrare (13). Pompa de alimentare împinge combustibilul prin supapa de siguranță (14) a pompei de înaltă presiune în circuitul de lubrifiere ți răcire al pompei. Arborele de antrenare (1) cu came excentrice (2) deplasează cele 3 pistonașe (3) în sus și în jos în acord cu forma camei. Din moment ce presiunea combustibilului depășește presiunea de deschidere a supapei de siguranță(0,5-1,5bari), pompa de alimentare furnizează combustibil spre pompa de înaltă presiune. Supapa de admisie se închide când pistonul trece de punctul mort inferior și din moment ce este imposibil ca combustibilul să iasă din cameră, el este comprimat peste presiunea de livrare. Creșterea presiunii deschide supapa de evacuare (7) , timp în care rampa este alimentată cu combustibil sub presiune, și combustibilul comprimat intră în circuitul de înaltă presiune. Pistonul pompei continuă să livreze combustibil până când acesta atinge punctul mort superior, după care presiunea scade și supapa de evacuare se închide. Combustibilul rămâne în interiorul camerei elementului de pompare, se destinde și pistonul se mișcă în jos din nou. Între timp presiunea din camera elementului de pompare scade sub presiunea pompei de alimentare, supapa de admisie se deschide și procesul se reia.

5.3.5 Acumulatorul de presiune( rampa de înaltă presiune)

Principalele funcții ale rampei comune (acumulatorul de presiune) sunt cele de acumulare de combustibil la presiune înaltă precum și distribuția acestuia la injectoare. De asemenea rampa mai are rolul de filtru ale oscilațiilor de presiune produse pompă la încărcare și injectoare la descărcare.

Fig.5.6 Rampă comună și injectoare

Rampa (1) este prevăzută de asemenea cu un senzor de presiune (3) care informează calculatorul de injecție nivelul presiunii pentru injectoare (6). Controlul presiunii din rampă se face cu ajutorul unui electro-supape care are rol de regulator de presiune (2). Electro-supapa este comandată de către calculatorul de injecție iar când se deschide refulează combustibilul prin intermediul racordului (4). Alimentarea rampei cu combustibil sub presiune se face prin racordul (5) care este conectat la pompa de înaltă presiune.

Fig5.7 Sistem de injecție diesel cu rampă comună sferică [17]

Elementele componente ale sistemului de injecție:

rampă comună

filtru de motorină

pompă de înaltă presiune

injectoare

calculator de injecție

Există sisteme de injecție la care rampa comună nu este cilindrică ci sferică. Avantajul sistemelor de injecție cu rampă comună sferică constă în gabaritul mai redus și costul scăzut. Dezavantajul însă este dat de faptul că conductele ce leagă injectoarele de rampă sunt mai lungi.

5.3.6 Injectoarele

Injectorul unui sistem de injecție common rail este alcătuit dintr-o duză, un dispozitiv de acționare pentru injectoarele Piezo sau o supapă electromegnetică pentru injectoarele cu supapă electromegnetică, precum și conexiuni hidraulice și electrice pentru acționarea acului duzei. Pentru fiecare cilindru al motorului este montat un injector, și conectat la rampa comună prin intermediul unei conducte de înaltă presiune. Injectorul este controlat de unitatea de comandă electronică(ECU). Aceasta asigură deschiderea sau închiderea acului duzei de către dispozitivul de acționare. Injectoarele cu dispozitive de acționare Piezo funcționează cu un nivel de zgomot deosebit de redus. Ambele variante asigură durate de comutare extrem de mici și asigură o pre-injecție, o injecție principală și o injecție secundară, pentru a face posibila arderea eficientă a combustibilului, cu emisii reduse, în fiecare moment de funcționare.

Construcție: Injectoarele (fig.5.8) pot fi divizate intr-un număr de blocuri funcționale:

Tipul orificiilor din pulverizator

Sistemul hidraulic

Ventilul electromagnetic

Referitor la fig 5.8, combustibilul este transportat de la conexiunea de înaltă presiune (4) la pulverizator prin canalul (10) și camera cu volum controlat (8) prin orificiul de alimentare (7). Camera cu volum controlat este conectată cu returul combustibilului (1) prin orificiul de golire care este deschis de ventilul electromagnetic.

Cu orificiul de golire închis, forța hidraulica aplicată pistonașului(9) o depășește pe cea datorată presiunii asupra acului pulverizatorului (11). Ca urmare acul este forțat pe scaun și etanșează pasajul de înaltă presiune de camera de combustie.

Când ventilul electromagnetic se deschide, orificiul de golire este deschis. Acest lucru conduce la o cădere de presiune controlată în camera de combustie, și, ca un rezultat presiunea hidraulică exercitată asupra pistonașului de asemenea scade. Odată ce forța hidraulică scade sub forța exercitată asupra umărului acului pulverizatorului, acul deschide pulverizatorul și combustibilul este injectat prin orificiile de pulverizare în camera de ardere. Controlul calității necesare pentru deschiderea pulverizatorului este în concordanță cu cantitatea de combustibil injectat, și este condus înapoi la retur prin intermediul orificiilor camerei de volum controlat. În completare la controlul cantității, are loc o pierdere de combustibil printre acul pulverizatorului și ghidajele pistonașului. Aceste cantități de combustibil pierdute, sunt preluate de conductele de retur.

Funcționare: procesul de injecție poate fi împărțit în patru stadii de funcționare cu motorul pornit și pompa de înaltă presoiune în funcțiune:

Injector închis

Deschiderea injectorului

Injectorul este deschis complet

Injectorul se închide

Injectorul închis (poziția de repaus)

În poziția de repaus, electomagnetul nu este alimantat și prin urmare, injectorul este închis(fig.5.8 a). Cu orificiul de golire închis, acul valvulei împinge bila în scaunul orificiului de golire. Presiunea din rampă aplicată suprafeței superioare a pistonașului, împreună cu forța arcului pulverizatorului, mențin pulverizatorul în poziția închisă, îmoptriva forțelor de deschidere aplicate, datorate presiunii.

Injectorul se deschide( startul injecției)

Injectorul se află în poziția de repaus. Electromagnetul este alimentat cu un curent de vârf care servește la asigurarea realizării unei deschideri rapide.(fig.5.8 b.). Forța exercitată datorită alimentării electromagnetului acum depășește pe cea a arcului și bila va deschide orificiul de golire. Aproape instantaneu, curentul de înalt amperaj este redus la un curent mai mic pentru menținere, necesar electromagnetului. Când orificiul de golire se deschide, combustibilul poate curge din cameră cu un volum controlat în cavitatea situată deasupra ei, și, de acolo prin intermediul tubulaturii de retur la rezervor. Orificiul de golire previne variația presiunii, ceea ce duce la scădera presiunii în cameră cu volum controlat, această presiune fiind mai mică decât cea din camera pulverizatorului(presiunea din rampă). Presiunea redusă din cameră cu volum controlat, cauzează o reducere a forței exercitate asupra pistonului de control, acul pulverizatorului deschizându-se, și având loc startul injecției în acest mod. Pistonul de control atinge poziția de sus, mișcarea sa fiind amortizată de combustibilul care curge între orificiul de golire și cel de umplere. În acest moment, pulverizatorul injectorului este complet deschis și combustibilul injectat în camera de ardere la o presiune aproape egală cu cea din rampă. Distribuția de forțe în injector este aceeași ca pe durata fazei de deschidere.

Fig5. 8 Injectorul

a-injector închis, b-injector deschis

1-retur combustibil, 2- conexiuni electrice, 3- elementul de acționare, 4- intrare combustibil, 5- supapă cu bilă, 6-orificiu de golire, 7- orificiu de umplere, 8- cameră cu volum controlat, 9- pistonaș, 10- canal alimentare cu combustibil al camerei pulverizatorului, 11- acul pulverizatorului.

Injectorul se închide (sfârșitul injecției)

Odată ce electromagnetul nu mai este alimentat, arcul ventilului împinge armătura în jos și bila inchide orificiile de golire. Armătura este realizată din doua piese. Aici discul armăturii este ghidat de un umăr director în mișcarea sa în jos, mișcare amortizată de un resort de întoarcere, astfel nu se exercită nici o forță de împingere în jos asupra armăturii și bilei. Închiderea orificiului de golire conduce la o creștere a presiunii în camera controltă datorită alimentării cu combustibil pe orificiul de umplere. Această presiune este aceeași cu cea din rampă și exercită o forță mărită asupra pistonașului de control pe fața sa superioară. Această forță, împreună cu cea a arcului, acum depășește forța exercitată de volumul camerei, și acul pulverizatorului se închide. Viteza de închidere a acului pulverizatorului este determinată de curgerea prin orificiul de umplere. Injecția încetează imediat ce acul pulverizatorului revine pe scaunul lui, în poziția de repaus.

5.3.7 Unitatea de comandă electronica

ECU controleaza numărul de injecții, cantitatea de combustibil injectată și durata fiecărei injecții. În funcție de regimul de funcționare al motorului (dat de poziția pedalei de accelerație și turație) și de modul de combustie (normal sau regenerare filtru) calculatorul de injecție decide numărul de injecții pe ciclu. La turații și sarcini mici se efectuează injecția cu cele mai multe secvențe, iar la turații mari, datorită timpului scurt de efectuare al arderii, injecția se efectuează într-o singură secvență.

Fig.5.9 ECU- Unitatea de comandă electronica

Supapele electromagnetice sau piezoelectrice fac posibil un control foarte exact al injectoarelor privind controlul timpului de injectie si al cantitatii de combustibil in conditiile de inalta presiune asigurate de tehnologia common rail prin aceasta asigurandu-se o foarte buna atomizare a combustibilului. Pentru reducerea zgomotului motorului, calculatorul comanda divizarea injectiei de motorina in mai multe faze, o cantitate mica de combustibil este injectata inaintea injectiei principale prin aceasta reducandu-se explozia si vibratiile. Unele sisteme common rail performante realizeaza cinci injectii pe cursa din care: o injectie principala prin care se asigura obtinerea cuplului motor; doua preinjectii (numite pilot 1 si pilot 2) cu rolul de a reduce zgomotul, a usura pornirea la rece, a reduce formarea de particule poluante; doua postinjectii (numite post injectie si post injectie tarzaie) cu rolul de a reduce emisiile poluante prin prelungirea procesului de ardere.

Fig.5.10 Divizarea injectiei de motorina

Concluzii

În urma analizei și a calculelor efectuate se pot trage urmatoarele concluzii:

Scopul proiectului a fost îndeplinit, intrucat autovehiculul proiectat prezinta performanțe de putere, cuplu si consum foarte bune.

În materie dinaminca, momentul motor maxim este atins la o turație relativ scăzuta, cu efecte benefice asupra consumului de combustibil.

Autovehiculul ofera siguranță pasagerilor prin timp si spațiu de frânare reduși, precum si o stabilitate excelentă pe drum inclinat si orizontal.

Toate elementele componente ale mecanismului motor au fost supuse la verificarea solicitărilor, valorile obtinute încadrându-se între limitele prevăzute de literatura de specialitate.

Toate valorile obtinute in urma calculelor de verificare ale elementelor ambreajului s-au încadrat între limitele literaturii de specialitate.

Principalul avantaj al sistemelor de injecție cu rampă comună constă în independența presiunii combustibilului față de punctul de funcționare al motorului (turație și sarcină). Această independență conferă posibilitatea optimizării injecției pentru creșterea performațelor dinamice și de consum ale motorului. De asemenea este posibilă divizarea injecției de combustibil în mai multe faze: pre-injecție, injecție principală și post-injecție.

Într-un sistem de injecție cu rampă comună ridicare presiunii combustibilului și injecția propriu-zisă sunt complet independente.

Cantitatea de combustibil injectată este definită de conducătorul auto, prin poziția pedalei de accelerație, iar începutul injecție și durata injecției este controlată de calculatorul motorului. Toate sistemele de injecție cu rampă comună sunt controlate electronic.

Anexe

Anexa nr.1

Forța de tracțiune – Ft [N] Puterea la roțile motoare – Pr [kw]

Anexa nr.2

Accelerația – a [m/s2]

Anexa nr.3

Timpul și spațiul de demarare

Anexa nr.4

Timpul și spațiul de frânare

Anexa nr.5

Reacțiuni față – Zf [N] Reacțiuni spate – Zs [N]

Anexa nr.6

Calculul mărimilor cinematice ale mecanismului bilelă-piston

Anexa nr.7

Calculul forțelor si al momentului

Bibliografie

Burciu M., Diagnosticarea A.R., Note de curs.

Burciu M., Diagnosticarea A.R., Îndrumar de proiectare.

Burciu M., Motoare cu ardere internă cu piston – procese termodinamice, spraalimentare, caracteristici de funcționare și instalații, Ed. Europlus, Galați,2006.

Burciu M., Motoare cu ardere internă, Referate laborator.

Scarpete D., Motoare cu aredere interna, Îndrumar de proiectare.

Uzuneanu K., Motoare cu ardere interna, Note de curs.

Uzuneanu K., Motoare cu ardere interna, Îndrumar de proiectare.

Ciortan S., Calculul si construcția A.R. Îndrumar de proiectare.

E. Rakosi, R. Roșca, Gh. Manolache, Bazele alimentării prin injecție de benzină a motoarelor de automobil, Ed. Politehnium, Iași, 2005.

E. Rakosi, Gh. Manolache, Instalații anexe ale motoarelor pentru autovehicule rutiere, curs în format electronic, 2006.

Gaiginschi, R. – Motoare cu ardere internă. Calcul și construcție. Vol. I. Editura Gh.Asachi, Iași, 1995.

Gaiginschi, R. – Motoare cu ardere internă. Calcul și construcție. Vol. II. Editura Shakti, Iași, 1997.

Conf. Dr. Ing. Gheorghe Frățilă – Automobile-cunoaștere, întreținere și reparare – Editura didactică și pedagogică, R.A.București, 1996

Vereșiu S., Combustibili, lubrefianți, materiale și de întreținere, Note de curs.

https://www.auto-data.net/ro/

http://www.e-automobile.ro/categorie-motor/19-diesel

https://autotehnic.wordpress.com/category/generale/

http://www.dibasmotors.ro/

https://ro.wikipedia.org/wiki/

http://www.e-automobile.ro/harta-site.html

Copyright Notice

© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.

Acest articol: Proiectarea unui automobil cu sarcina utilă 430kg, masa maximă autorizată 1370kg care se poate deplasa pe drum orizontal cu viteza maximă Vmax203kmh [307688] (ID: 307688)

Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.

Proiectarea unui automobil cu sarcina utilă 430kg, masa maximă autorizată 1370kg care se poate deplasa pe drum orizontal cu viteza maximă Vmax203kmh [307688]

Copyright Notice

Din sondaje reiese adesea că, după Biserica și Armata, presa este cel mai [603770]

Bacili Gram Negativi (1) [302404]

10.04.2018 Biofarmacie și farmacocinetică Prelegera Nr. 11 •Antigen – Antigen (greacă: anti=contra și geano=a naște, a genera) este termenul care… [613826]

New Electromagnetic Shielding Materials Based on [611772]

Descrierea si funcţionare unui CNC ROVER [310976]

Aspecte legate de sincronizare în sistemele OFDM și analiza performanțelor în diferite condiții de propagare [306482]

Copyright Notice

Similar Posts