Proiectarea unui Motor cu Aprindere prin Scanteie [310975]

UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRASOV

FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA

SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT DE LICENTA

PROIECTAREA UNUI MOTOR CU APRINDERE PRIN SCANTEIE AVAND PUTEREA DE 90 KW SI TURATIA 5800 rot/min

BRASOV

REZUMATUL PROIECTULUI DE LICENTA

Lucrarea intitulată “ Proiectarea unui motor cu aprindere prin scanteie având puterea de 90kw și o turație de 5800 rot/min”

Lucrarea contine 6 capitole și o lista bibliografică.

În capitolul 1 se prezintă studiul de nivel asupra unor motoare alese ca model in proiectare.

În capitolul 2 se prezintă calculul termic al motorului avand ca date de intrare Pn=90Kw și nn=5800 rot/min.

În capitolul 3 se prezintă calculul si construcția principalelor elemente componente ale motorului: [anonimizat], [anonimizat], calculul arborelui cotit și calculul mecanismului de distribuție.

În capitolul 4 se prezintă instalația de ungere cu care este echipat acest motor.

În capitolul 5 se prezintă procesul tehnologic de fabricare a supapei.

În capitolul 6 se prezintă studiul instalatiilor de ungere.

În capitolul 7 se prezintă studiul economic al acestui motor.

CUPRINS

CAP. 1. STUDIUL DE NIVEL………………………………………………………5

CAP. 2. CALCULUL TERMIC AL UNUI MOTOR CU APRINDERE PRIN SCANTEIE…………………………………….………………………………… 6

2.1. Alegerea parametrilor initiali…………………………………………….. 6

2.2. Parametrii procesului de schimbare a gazelor……………………….….. 7

2.3. Parametrii procesului de comprimare…………………………………….. 7

2.4. Parametrii procesului de ardere……………………..…………………… 8

2.5. Destinderea …………………………..……………………………………… 10

2.6. Parametrii principali ai motorului …………………….….……………… 10

2.7. Dimensini fundamentale ale motorului………………………………….. 11

2.8. Diagrama indicată ……………………………….……………………..… 12

2.9. [anonimizat]………………..………………. 17

2.10. [anonimizat]………………………. 22

2.11 Caracteristica externa…………………………………………………………………….. 45

CAP. 3 CALCULUL ORGANOLOGIC ………………………………………..…. 48

3.1. Blocul motor si chiulasa ……..……………………………………….……… 48

3.2. Calculul cilindrului motorului ……………………………………………… 49

3.3. Calculul pistonului…….……………..…………………………………….. 50

3.4. Calculul boltului de piston …………………………………………………. 52

3.5. Calculul segmentilor ………………………………..…………………………. 57

3.6. Calculul bielei………………………………………………………………. 59

3.6.1. Calculul suruburilor de biela ….………………………………………….. 67

3.7 Calculul arborelui cotit …………………………………..……………………. 68

3.8. Calculul mecanismului de distributie………………………………………. 76

3.8.1.Calculul arborelui de distributie ………………………………………….. 82

CAP.4. CALCULUL INSTALATIEI DE UNGERE………………………………. 83

4.1 Rolul instalatiei de ungere ….………………………..………………….………. 83

4.2.1 Calculul fusului maneton pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii ………… 83

4.2.2 Calculul vîscozitatii uleiului ……………………………………………… 84

4.3 Calculul debitului de ulei al instaltiei ……………………………………………. 87

4.4 Calculul pompei de ulei ……..…………………………..………………………. 88

CAP.5. PROCESUL TEHNOLOGIC DE FABRICARE A SUPAPEI…….. 89

5.1. [anonimizat], semifabricate …………………………………………… 89

5.2 Succesiunea Operatiilor …………………………………………………………………… 90

5.3 Reconditionarea supapelor ………………………………………………………………… 95

CAP.6. STUDIUL INSTALATIILOR DE UNGERE………………………………… 96

6.1 Constructia instalatiilor ………………………………………………………………………… 96

6.2 Filtrele de ulei ……………………………………………………………………………………… 99

6.3 Radiatorul de ulei ………………………………………………………………………………… 102

6.4 Aparate de siguranta si control ……………………………………………………………… 104

6.5 Amplasarea filtrelor in circuit ………………………………………………………………. 104

6.6 Consumul de ulei ………………………………………………………………………………… 107

CAP.7. CALCULUL ECONOMIC …………………………………………………………. 108

BIBLIOGRAFIE…………………………………………………………………………………. 109

CAP. 1. STUDIUL DE NIVEL

Tabelul 1 pentru alegerea modelului de motor ales mine in proiectare

Tabelul 1

Fig. 1.1 Alegerea modelului de motor functie de Pn

Fig.1.2 Alegerea motorului functie de cilindree

CAP. 2. CALCULUL TERMIC AL UNUI MOTOR CU APRINDERE PRIN SCANTEIE

Calculul termic al unui motor, cunoscut și sub denumirea de " calculul ciclului de lucru al motorului ", se efectueaza în scopul determinări anticipate a parametrilo proceselor ciclului motor, a indicilor energetici și de economicitate, a presiunii gazelor în cilindrii motorului. Aceste date ale clculului permit stabilirea dimensiunilor fundamentale ale motorului, trasarea diagramei indicate și efectuarea calculelor de rezistență a principalelor piese ale motorului.

Această metodă se poate aplica atât in stadiul de proiectare, cât și incel de perfecționare a prototipului. Datele inițiale necesare pentru calculul ciclului de lucru al unui motor in stare de proiect se estimează după rezultatele cercetărilor efectuate pe motoare analoage.Coincidența rezultatelor calculului cu acelor obținute prin încercarea motorului depinde de alegera corectă a parametrilor inițiali, estimate dificilă îndeosebi când se realizează motoarele de construcție originala.

In cele ce urmează se prezintă calculul termic al motorului in tabelul 2.1 având urmatoarele caracteristici:

Tabelul 2.1

Alegerea parametrilor initiali

Aceste valori sunt trecute in tabelul 2.2:

Tabelul 2.2

Parametrii procesului de schimb a gazelor

Se alege urmatoarele marimi care sunt trecute in tabelul 2.3:

Tabelul 2.3

In continuare se calculează coeficientul gazelor reziduale:

0,0587

Temperatura la sfârșitul admisiei va fi:

364,44206 K

Coeficientul de umplere:

0,9673795

2.3. Parametrii procesului de comprimare

Se adoptă pentru coeficientul politropic de comprimare 1,39

Presiunea la sfârșitul comprimării:

0.085*10^6*9^1,39 = 4716321

Temperatura la sfarșitul comprimării:

858,58455K

2.4. Parametrii procesului de ardere

Se adoptă următoarea compoziție a benzinei care este trecuta I tabelul 2.4:

Tabelul 2.4

Se vor mai alege următorii parametrii care sunt trecuti in tabelul 2.5:

Tabelul 2.5

Aerul minim necesar arderii a 1 kg de combustibil se calculează :

0,5049603

Cantitatea de aer necesar arderii:

0,5049603

Coeficientul teoretic de variație molară a incărcăturii proaspete λ<1 :

0,9907839

Coeficientul real de variație molară a incărcăturii praspete :

0,9912949

Căldura specifică molară medie a amestecului inițial :

C'mv=20+17,4*10^-3*Tc= 34,939371

Căldura specifică molară medie a gazelor de ardere pentru λ>1 :

Caldura specifica degajata de ardera incompleta :

Qai=Qi-ΔQai=Qa-61000*(10-l)=43500-61000*(1-0,85)= 43500 kj/kg

Temperatura la sfârșitul arderii rezultă din următoarea ecuație :

Tz= 2960 K

Presiunea la sfârșitul arderii :

6573706,7

Tinand cont de rotunjirea diagramei:

5587650,7 N/m^2

Coeficientul de corectie a presiunii :

Φz= 0,85

Gradul de crestere a presiunii:

3,6474917

2.5 Destinderea

Se adoptă coeficientul politropic al destinderii:

n2=1.3

Presiunea la sfârșitul destinderii:

377828,8

Temperatura la sfârșitul destinderii:

1531,1543K

2.6 Parametrii principali ai motorului

Se adopta urmatoarele valori care sun trecute in tabelul 2.6 :

Tabelul 2.6

Presiunea medie a ciclului teoretic :

1287973,7 N/m^2

1249334,5 N/m^2

Randamentul indicat al motorului:

0,3126862

Presiunea medie efectivă:

1224347,8

Randamentul efectiv al motorului:

0,3064324

Consumul specific efectiv de combustibil :

0,2700713 kg/kWh → 270,07 g/kWh

2.7 Dimensini fundamentale ale motorului.Se adoptă raportul cursă alezaj

0.9

Capacitatea cilindrică necesară:

0,445 dm^3

Se determina alezajul și cursa:

84 mm

76 mm

Viteza medie a pistonului:

11.2

Cilindreea totală a motorului:

Puterea litrică:

41,666667

2.8 Diagrama indicată

Volumul la sfarsitul cursei de admisie:

Volumul la sfârșitul compresiei:

0,075l

Se traseaza izocorele: Vb=Va

Vc=Vz

Politropa ac care reprezintă procesul de comprimare se trasează prin puncte:

Politropa destinderii zb se trasează analog:

Valorile sun trecute in tabelul 2.7

Tabelul 2.7

Fig. 2.8.1 Diagrama indicata

2.9. Cinematica mecanismului bielă-manivelă

Analizele cinematice și calculul dinamic al mecanicsmului bielă-manivelă sunt necesare pentru determinarea forțelor care acționează asupra pieselor motorului. Cercetările de detaliu ale cinematicii mecanismului bielă-manivelă din cauza regimului variabil de funcționare, sunt foarte complexe. La determinarea sarcinilor pe piesele motorului se folosesc însă formule simplificate obținute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit și la regim stabilizat, care dau o precizie suficientă și ușurează esențial calculul.

La o viteză unghiulară constantă de rotație a arborelui cotit, unghiul de rotație este proporțional cu timpul și prin urmare toate mărimile cinematice pot fi exprimate în funcție de unghiul α de rotație a arborelui cotit.

În calcule se consideră că poziția inițială pentru măsurarea unghiului α este poziția corespunzătoare pentru care pistonul este la distanța maximă de la axa arborelui cotit.

Figura 2.9.1 Mecanismul biela-manivela cu piston axat

α – unghiul de rotație al manivelei la un moment dat,care se măsoara de la axa cilindrului in sensul

1 – viteza unghiulara de rotatie a arborelui cotit, în s-1;

n – turatia arborelui cotit, în rot/min;

R – raza manivelei (distanta dintre axa arborelui cotit si axa fusului maneton), în m;

S = 2R – cursa pistonului (distanta dintre p.m.s. si p.m.i.) în m;

l – lungimea bielei, în [m].

raportul λ=R/l – raportul dintre raza manivelei si lungimea bielei.

βmax= 15°

Deplasarea pistonului

0,00524 m

1,32374

13,8667 m/s

22,5333

1.6265 m/s

607,3185307

Expresia deplasării pistonului:

]

Expresia vitezei pistonului:

Expresia accelerației pistonului:

Valorile sun trecute in tabelul 2.9.1

Tabelul 2.9.1

Fig.2.9.1 Cinematica mecanismului

2.10 Calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă

Prin calculul dinamic al mecanismului bielã-manivelã se urmăreste determinarea mãrimii si caracterului variatiei sarcinilor care actioneazã asupra pieselor motorului. Cercetarile în detaliu sunt foarte complexe din cauza regimului variabil de functionare. De aceea se folosesc relatii simplificate, obtinute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit si la regim stabilizat.

Forțele care acționeaza in mecanismul bielă – manivelă

Asupra mecanismului bielã-manivelã, actioneazã fortele date de presiunea gazelor din cilindru si fortele de inertie ale maselor mecanismului aflate în miscare. Fortele de frecare vor fi considerate neglijabile. Fortele de inertie sunt constituite din fortele de inertie ale maselor aflate în miscare alternativã de translatie si forte de inertie ale maselor aflate în miscare de rotatie.

Pentru calculul organelor mecanismului bielã-manivelã, al sarcinilor în lagãre, pentru cercetarea oscilatiilor de torsiune, etc., trebuie determinate valorile maxime, minime si medii ale acestor forte. De aceea mãrimile fortelor se vor determina pentru o serie de pozitii succesive ale mecanismului, functie de unghiul de rotatie al arborelui cotit.

Pentru determinarea fortelor din elementele mecanismului bielã-manivelã este recomandabil sã se înceapã cu determinarea fortelor care actioneazã dupã axa cilindrului , cercetând separat fortele de presiune a gazelor si fortele de inertie.

Figura 2.10.1.1 Fortele si momentele care actioneaza in mecanismul biela-manivela

Forta de presiune a gazelor

Forta data de presiunea gazelor pe piston se determina cu relatia:

[N]

Ap – aria suprafeței capului pistonului;

pg – presiunea gazelor în cilindru după diagrama indicată;

0,005541769 m2

D=0.084 m

Forta de presiune a gazelor este îndreptatã dupã axa cilindrului si poate fi consideratã în axa boltului de piston. Aceastã fortã este consideratã pozitivã când este orientatã spre axa arborelui cotit si negativã când este orientatã invers.

Calculul valorilor fortelor Fg se face tabelar 2.10.1.1.2 si se construieste curba Fg = f(α) graficul 2.10.1.1.1

Fortele de inertie

Fortele de inertie sunt produse de masele aflate în miscare acceleratã si anume: piston asamblat (piston, bolt, segmenti, sigurantele bolțului), bielã si arbore cotit.

Fortele de inertie sunt îndreptate în sens opus acceleratiei si sunt date de formula generalã:

m – masa elementelor în miscare, în [kg];

a – acceleratia maselor, în [m/s2].

În functie de felul miscãrii elementelor mecanismului motor distingem urmãtoarele tipuri de forte de inertie:

a) Fortele de inertie produse de masele elementelor aflate în miscare de translatie (Fj);

b) Fortele de inertie produse de masele neechilibrate ale elementelor aflate în miscare de rotatie (Fr).

Fortele de inertie ale maselor in miscare de translatie

Aceste forte sunt produse de masele pistonului asamblat (piston, segmenti, bolt de bielã si sigurantele acestuia) si o parte din masa bielei si sunt considerate concentrate în axa boltului.

Determinarea fortelor de inertie ale maselor aflate în miscare de translatie se face cu relatia:

mj – masele pieselor în miscare de translatie, în [kg];

ap- acceleratia pistonului, în [m/s2].

Masele aflate în miscare de translatie se determinã cu relatia urmãtoare:

mp – masa pistonului asamblat, în [kg];

m1b – masa bielei concentratã în axa boltului si care se considerã cã executã miscare de translatie, în [kg].

Fortele de inertie Fj se pot exprima, tinând seama de expresia acceleratiei pistonului pentru mecanismul bielã-manivelã axat.

Calculul valorilor fortelor Fj se face tabelar 2.10.1.3.1 si se construieste curba Fj = f(α) graficul 2.10.1.3.1

Masele pieselor in miscare ale mecanismului biela – manivela

Pentru simplificarea calculelor, masele pieselor în miscare pot fi înlocuite cu mase reduse concentrate în articulatiile mecanismului bielã-manivelã.

Masa bielei este consideratã ca fiind concentratã în cele douã axe în care este articulatã, respectiv în axa ochiului bielei (m1b) si în axa capului bielei (m2b).

Componenta m1b a masei bilei se considerã cã executã miscare de translatie si este luatã în calculul fortei de inertie Fj. A doua componentã m2b se adaugã maselor rotitoare ale mecanismului.

Pentru majoritatea motoarelor de autovehicule, repartizarea masei bielei pe cele douã componente este:

În aceste conditii, masa elementelor aflate în miscare de translatie alternativã se poate determina cu relatia:

mp – masa pistonului asamblat, în [kg];

mb – masa bielei , în [kg].

Fortele sumare care actioneaza in mecanismul biela – manivela

Prin însumarea algebricã a fortelor de presiune a gazelor Fg si fortelor de inertie Fj, determinate pentru diferite pozitii ale manivelei, se obtin valorile fortei sumare care actioneazã în lungul axei cilindrului.

Calculul valorilor fortei F se face tabelar 2.10.1.3.2 si se construieste curba F=f(α) graficul 2.10.1.3.1

Tabelul 2.10.1.3.1

pcart.=1*105 N/m2= 100000 N/m2

Se alege: mb=130[kg/m^2] mb=130*Ap= 0,720430027kg

mp=150[kg/m^2] mp=150*Ap= 0,831265416kg

m1b=0.275*mb= 0,198118258kg

m2b =0.725*mb= 0,52231177kg

mj=mp+mb= 1,66 kg

Rezultatele acestor calcule sunt trecute in tabelul 2.10.1.3.2

Tabelul 2.10.1.3.2

Fig. 2.10.1.3.1 Fortele de inertie

Forta F aplicatã în axa boltului se descompune în douã componente, una de sprijin, normalã pe axa cilindrului (N) si una dupã axa bielei (B):

2

3

Calculul fortelor N si B se face tabelar (vezi tabelul 2.10.1.3.3) si se reprezintã grafic curbele N=f(α) si B=f(α)(graficul. 2.10.1.3.2).

În axa fusului maneton, forta B se descompune în douã componente, una radialã (Z) si una tangentialã (T), expresiile lor fiind urmãtoarele:

4

5

Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor T si Z (vezi tab. 2.10.1.3.3) se traseazã curbele T=f(α) si Z=f(α) (graficul. 2.10.1.3.3).

Forta tangentialã T este singura fortã care produce momentul motor. Expresia momentului motor este:

6

Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor M (vezi tab. 2.10.1.3.3) se traseazã curbele M=f(α) (graficul. 2.10.1.3.4).

Tabelul 2.10.1.3.3

Fig. 2.10.1.3.2 Fortele aplicate in axa boltului

Fig. 2.10.1.3.3 Fortele aplicate in axa fusului maneton

Fig. 2.10.1.3.3 Momentul motor

Momentul total al motorului policilindric

Momentul motor total se obtine prin însumarea momentelor obtinute pentru fiecare cilindru al motorului tinând cont de ordinea de functionare a acestora si de configurația arborelui cotit. De asemenea, se poate obtine suma momentelor ce actioneazã asupra fiecãrui fus palier al arborelui cotit.

Se stabileste variatia momentului motor total functie de unghiul α de rotatie a arborelui cotit, precum si valoarea momentului mediu. Cu valoarea momentului mediu se calculeazã puterea dezvoltatã de motor care se comparã cu puterea obtinutã la calculul termic.

Ca pozitie de pornire (α=0) se considerã pozitia corespunzãtoare p.m.s. a primului cilindru, aflat la admisie.

Alegerea ordinii de lucru

Pentru realizarea unei succesiuni optime de functionare a cilindrilor motorului si o echilibrare naturalã cât mai completã a fortelor de inertie si momentelor acestora, trebuie stabilitã o anumitã pozitie relativã a manivelelor arborelui cotit.

Succesiunea optimã de functionare a cilindrilor se stabileste din conditia distributiei uniforme a exploziilor succesive dintre doi cilindri vecini, pentru a nu rezulta sarcini medii prea mari pe fusurile paliere dintre acestia. Trebuie sã se aibã în vedere si circulatia încãrcãturii proaspete în conducta de admisie, adicã asigurarea unui numãr minim de schimbãri de directie a curentului în conducta de admisie si evitarea interceptãrii încãrcãturii destinate unui cilindru de cãtre un cilindru vecin cu canal de admisie mai scurt. Aceastã interceptare provoacã o crestere a neuniformitãtii umplerii cilindrilor.

Pentru o echilibrare naturalã cât mai completã a fortelor de inertie si a momentelor acestor forte trebuie cãutate acele pozitii relative ale manivelelor arborelui cotit pentru care fortele cetrifuge si fortele de inerție de ordinul unu si doi se anuleazã reciproc. De asemenea, pentru echilibrarea momentelor date de fortele de inertie, trebuie ca manivelele sã fie dispuse "în oglindã", adicã manivelele egal depãrtate de mijlocul arborelui cotit sã se afle în acelasi plan si orientate în acelasi sens.

Tinând seama de cele prezentate mai sus, pentru un motor cu numãr cunoscut de cilindri si timpi, se stabileste o anumitã formã a arborelui cotit si o ordine de lucru optimã a cilindrilor motorului.

Ordinea de lucru a cilindrilor 1-3-4-2

Calculul momentului total al motorului

În timpul unui ciclu, cilindrii motorului parcurg în mod diferit fazele ciclului motor, în functie de ordinea de lucru aleasã si de geometria arborelui cotit.

Pentru calculele ulterioare este necesarã atât determinarea momentului motor total cât si a momentelor de torsiune care solicitã fiecare fus palier în parte.

Tinând cont de cele expuse mai sus, momentul motor policilindric este alcãtuit din douã componente:

componentã creatã de forta tangentialã care actioneazã asupra cotului corespunzãtor cilindrului dat si care depinde numai de unghiul de rotatie al arborelui cotit;

o componentã datã de momentul sumar al fortelor care actioneazã în cilindrii anteriori cotului respectiv si depinde de numãrul de cilindri si de ordinea lor de lucru.

Momentul total al motoarelor cu cilindrii în linie

Calculul momentului total se exemplificã pe un motor cu 4 cilindri în linie, în 4 timpi.

Unghiul de decalaj intre doua aprinderi succesive este dat de relatia :

φ – unghiul de decalaj

φ= 180 °

Insumarea momentelor

Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor M (vezi tab.2.10.1.6.1) se traseazã curba

M1-4=f(α) (graficul. 2.10.1.6.1).

Se determinã valoarea medie a momentului motor, ca medie aritmeticã a valorilor instantanee ale momentului motor (tab.4.5, coloana 13):

= 354.4 [N*m]

7

Cu ajutorul momentului mediu se calculeazã puterea indicatã a motorului:

8

Puterea indicatã calculatã trebuie sã fie egalã cu puterea indicata calculata in functie de presiunea medie indicata dupã formula:

9

unde: pi – presiunea medie indicatã, în [N/m2];

pi = 1.249 * [N/m2]

Rezultanta fortelor maneton

Rezultanta fortelor palier

Tabelul 2.10.1.6.1

Fig. 2.10.1.6.1 Insumarea momentelor

Pe baza calculului tabelar al valorilor rezultantei fortelor din maneton Rm (vezi tab. 2.10.1.6.2) si valorilor rezultantei fortelor din palier Rp (vezi tab. 2.10.1.6.2) se traseazã curbele Rm=f(α) (graficul. 2.10.1.6.2) si Rp=f(α) (graficul. 2.10.1.6.3). Pe baza tabelului 2.10.1.6.2 se vor trasa si diagramele polare ale fusului maneton (graficul. 2.10.1.6.4) respective fusului palier (graficul. 2.10.1.6.5)

Rm med= 11247,44 N

Gradul de soc pe fusul maneton

Gradul de soc pe fusul palier

Tabelul 2.10.1.6.2

Continuare Tabelul 2.10.1.6.2

Fig. 2.10.1.6.2 Rezultata fortelor maneton

Fig. 2.10.1.6.3 Rezultanta fortelor palier cuprins intre manetonul 1-2

Fig. 2.10.1.6.3 Diagrama polara a fusului maneton 1

Fig. 2.10.1.6.4 Diagrama polara a fusului palier 1

Fig. 2.10.1.6.5 Diagrama de uzura fus maneton

Fig. 2.10.1.6.6 Diagrama de uzura fus palier

2.11 Caracteristica externa

Puterea efectiva

Pex=Pemax[a*n/np+b*(n/np)^2-(n/np)^3]=

Consumul specific

c=cs[c-d*n/np+k*(n/np)^2]=

cs=270,07 g/kWh consumul specific efectiv de combustibil

Consumul orar

C=Pe*c*10^(-3)=

Momentul motor

Me=3*10^4*Pe/(π*n)=

π= 3,647491657 gradul de crestere a presiuni

Constante

Tabelul 2.11.1.1

Tabelul 2.11.1.2

Fig. 2.11.1.3 Caracteristica externa digrama

CAP. 3 CALCULUL ORGANOLOGIC

3.1 Blocul motor si chiulasa

Blocul de cilindri preia eforturile de explozie si fortele de inertie ale mecanismului biela manivela. Conditia esentiala pe care trebuie sa o aiba un bloc este aceea de a asigura o rigiditate maxima.

Blocul de cilindri se realizeaza prin turnare. In ce priveste constructia se recomanda ca el sa fie realizat sub forma unui corp cu zabrele. Acestea vor fi constituite din nervurile piesei turnate, iar peretii vor fi atat de subtiri cat permite tehnologia de fabricare.

In partea superioara a blocului se fixeaza suruburile pentru prinderea chiulasei. Diametrul lor variaza in limitele F=(8-10) mm, iar adancimea de insurubare esre de (1.5-2)F cand blocul este din fonta.

Daca eforturile ce trebuie preluate sunt mai mari, atunci se mareste numarul de prezoane nu si diametrul lor

In jurul camasilor se va cauta sa se faca sectiuni pe cat posibil mai mici pentru trecerea apei, cu scopul de a mari viteza de curgere. Aceasta nu trebuie sa depaseasca insa 3.5 m/s pentru ca exista pericolul antrenarii depozitelor inevitabile ce pot astupa canalele.

Pentru a avea dimensiuni minime pentru carter se descrie infasuratoarea conturului bielei la o rotatie completa apoi se traseaza sectiunea carterului astfel ca locurile cele mai strimte dintre perete si corpul bielei sa fie de minim (8-10) mm din cauza barbotajului si a corpurilor straine

Din motive de rigiditate grosimea peretilor va fi de (4.5-5) mm pentru blocurile turnate din fonta

Un indice de apreciere a calitatii blocului motor este greutatea acestuia. se recomanda ca greutatea blocului sa nu depaseasca 25% din greutatea motorului.

Compactitatea motorului este determinata in principal de distanta intre axele cilindrilor ; aceasta este determinata de arhitectura arborelui cotit, de lungimea fusurilor maneton si palier, de tipul si grosimea camasilor de cilindru, de marimea interstitiului camerei de apa dintre cilindri.

Blocurile de cilindri se confectioneaza din Fonta cenusie Fc 200; Fc210; Fc240; Fc250; Fc280 STAS568-87 Daca blocul nu are camasile amovibile el se toarna din fonta de calitate pentru cilindri.

Chiulasa se toarna frecvent din aliaje de aluminium.Un astfel de aliaj se compune din 5% Si; 1.3% Cu; 0.5% Mg; restul aluminiu.

Chiulasele se toarna din aluminiu si nu se recomanda turnarea sub presiune

Capacele lagarelor arborelui cotit se toarna din otel pentru motoarele mai putin solicitate si se forjeaza la motoarele mai intens solicitate.

Prezoanele se executa din oteluri aliate, de imbunatatire, cu crom ori nichel.

3.2 Calculul cilindrului motorului

Se alege solutia constructiva cu camasa prelucrata direct in blocul cilindrilor. Aceasta solutie ofera avantajul unei prelucrari usoare a blocului motor si cheltuieli minime la montaj. Are dezavantajul ca blocul motor trebuie turnat in intregime din fonta de calitate ceea ce implica o oarecare crestetre de pret. Un alt dezavantaj al acestei solutii este faptul ca odata uzat operatiile de reparatie sunt mai mari si necesita un volum mai mare de munca.

In ciuda acestor avantaje solutia sa extins la motoarele actuale fiind foarte folosita datorita faptului ca asigura o rigiditate mare blocului motor ceea ce duce la coborarea nivelului de zgomot al motorului si ofera a racire foarte eficienta a cilindrului.

Calculul grosimii cilindrului

Grosimea cilindrului se determina considerindu-l ca un vas cu pereti subtiri supus la presiune interioara.

In urma calculului termic am obtinut:

Fig. 3.2.1 Schema de calcul pentru cilindru

S=76 mm

In continuare se adopta pentru fonta cenusie: Fc200

Se adopta grosimea

Verificarea tensiunilor sumare

Tensiunea de intindere in sectiunea transversala este

Tensiunea de incovoiere se calculeaza astfel

mm3

Tensiunea sumara totala nu trebuie sa depaseasca 59 MPa

3.3Calculul pistonului

Calculul de rezistenta al pistonului se face dupa stabilirea principalelor sale dimensiuni pe baza datelor statistice ale motoarelor existente si care s-au comportat bine in exploatare

Fig. 3.3 Schema de calcul a pistonului

D:= 84 mm

Verificarea capului pistonului

Capul pistonului se verifica la rezistenta ca o placa circulara incastrata pe contur si incarcata cu o sarcina uniform distribuita. Solicitarea capului pistonului e data de formula:

Verificarea sectiunii slabite

Pistonul se verifica la compresiune in sectiunea x-x, deoarece forma constructiva, cu gauri in dreptul segmentului de ungere, duce la slabirea acestei sectiuni

mm2

Efortul unitar admisibil la compresie este ac=20-40 MPa

Verificarea mantalei

Suprafata de frecare (ghidare) a pistonului se verifica la uzura

N

mm2

Valoarea maxima a presiunii nu trebuie sa depaseasca 1.5 MPa

Determinarea diametrului pistonului la montaj

Diametrul pistonului la montaj se determina in astfel incit sa asigure jocul la cald necesar functionarii normale

– pentru aliaje din aluminiu

– pentru racirea cu apa Tc = 370 K temperatura cilindrului

Tp = 200 K temperatura pistonului

– jocul pistonului la partea superioara

3.4 Calculul boltului de piston

Boltul de piston este solicitat in timpul lucrului de o sarcina mecanica variabila ca valoare si sens iar in unele perioade de functionare ale motorului caracterul solicitarii se apropie de cel de soc. Miscarea oscilanta si temperatura relativ ridicata de la umerii pistonului determina conditii nefavorabile pentru realizarea unei frecari lichide : de aici si uzura accentuata a boltului. Aceste conditii impun ca boltul de piston sa aiba miez tenace

si strat superficial dur, cu un grad de netezime foarte mare. in functie de otelul din care se executa, boltul de piston se cementeaza la suprafata pe o adancime de (0.5-2) mm ori se caleste superficial prin C.I.F. pe o adancime de (1-1.5) mm Duritatea stratului superficial trebuie sa fie HRC=58-65 , iar a miezuluiHRC=36

Pentru calculul boltului se considera o grinda pe doua reazeme incarcata cu o forta uniform distribuita

pe lungimea piciorului bielei. Schema de incarcare se vede in figura. Conventional forta ce actioneaza asupra boltului se considera a fi forta maxima de presiune a gazelor diminuata de forta de inertie data de masa pistonului.

Boltul se verifica la uzura in piciorul bielei si in umerii pistonului, la incovoiere in sectiunea mediana, la forfecare in sectiunile dintre piciorul bielei si partea frontala a umarului pistonului si la ovalizare

Verificarea la uzura

-se face calculind presiunile specifice de contact, care caracterizeaza conditiile de ungere, atit pentru piciorul bielei cit si pentru umeri .

Fig. 3.4.1 Schema de calcul al boltului

d = 0.24 *D d = 20.18 mm

di = 0.43 * d di = 10.9 mm

l = 0.8 * D mm

lb = 0.36* D lb = 30.24 mm

Se adopta:

-diametrul boltului d =20 mm

-diametrul interior di =11 mm

-lungimea boltului l = 65 mm

-lungimea de contact cu piciorul lb = 30 mm

-grosimea bucsei boltului j = 2 mm

Verificarea la uzură

Presiunea pe suprafata piciorului bielei

Presiunea pe suprafata umerilor pistonului

La motoarele existente presiunea specifica variaza in limitele:pb=(40-90) MPa si pp=(25-54) MPa

Verificarea la incovoiere

Fig. 3.4.2 Schema de calcul la verificrea la incovoiere

Efortul unitar maxim la incovoiere este:

In continuare se calculeaza efortul unitar mediu si amplitudinea eforturilor unitare

Se verifica valoarea imax<a=(25-50) MPa

In continuare se calculeaza coeficientul de siguranta c2max=(1-2.2)

coeficientul efectiv de concentrare la sarcina variabila

factorul dimensional

coeficientul de calitate al suprafetei

rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de incovoiere

rezistenta la oboseala pentru ciclul pulsator de incovoiere

coeficientul tensiunilor

Verificarea la forfecare

Efortul unitar de forfecare se calculeaza cu relatia urmatoare:

adm=150-220 MPa – otel aliat

Calculul la ovalizare

In ceea ce priveste calculul la ovalizare se pleaca de la ipoteza ca boltul este incarcat cu o sarcina distribuita sinusoidal. Pentru a corecta inexactitatile ipotezei rezultatele obtinute se majoreaza cu coeficientul k

Solicitarile maxime apar la diametrul interior al boltului. Valorile acestor eforturi se calculeaza astfel:

Fig. 3.4.4 Repartitia sarcinii la ovalizare

1,2,3,4,k sint coeficienti care depind de raportul

Fig. 3.4.5 Variatia tensiunilor unitare de ovalizare in blot

Valorile maxime admisibile pentru aceste eforturi sunt a=(150-300) MPa

Calculul deformatiei de ovalizare

Se recomanda ca deformatia de ovalizare sa fie mai mica decit jocul radial la cald 

Calculul jocului la montaj

ol – coeficientul de dilatare al materialului boltului

al – coeficientul de dilatare al materialului pistonului

tb – temperatura boltului

tp – temperatura pistonului

t0 – temperatura mediului ambiant

Jocul montaj

3.5 Calculul segmentilor

In ansamblul lor segmentii realizeaza etansarea pe baza efectului de labirint, cu alte cuvinte spatiile dintre segmenti permit destinderea treptata a gazelor si prelungesc drumul parcurs de acestea. astfel in zona ultimului segment viteza de curgere si cantitatea de gaze scad pina la valori practic neglijabile

Se considera o eficienta normala, daca presiunea gazelor dupa ultimul segment reprezinta 3-4% din valoarea presiunii in cilindru, iar volumul de gaze scapate este cuprins intre 0.2-1% din volumul incarcaturii proaspete admise in cilindri. Aceste valori se determina experimental

Calculul segmentului urmareste stabilirea urmatoarelor obiective: determinarea presiunii medii elastice pentru stabilirea formei segmentului in stare libera si montata: determinarea celor doua dimensiuni de baza a segmentului: verificarea eforturilor unitare ce apar in segment la deschiderea lui astfel incat la montaj sa nu depaseasca valoarea admisibila:determinarea jocurilor la rece si la cald precum si verificarea rosturilor la cald pentru a preveni impactul intre capete in timpul functionarii.

Fig. 3.5.1 Schema de calcul al segmentului

Se adopta:

-grosimea radiala a segmentului t =3 mm

pe=0.1..0.4 MPa segmenti de compresie

Realizarea unei anumite repartitii a presiunii segmentului asupra oglinzii cilindrului impune o curbura variabila a fibrei medii a segmentului in stare libera. trasarea fibrei medii a segmentului in stare libera se poate face luind in consideratie deplasarile relative radiale si unghiulare.

3.5.2 Tensiunea la montajul pe piston

La montaj prin desfacerea segmentului in sectiunea opusa capetelor apar tensiuni unitare maxime care trebuie calculate pentru a preveni ruperile

m – coeficient care depinde de metoda de montaj a segmentului

Valorile admisibile pentru 'max=230 MPa

3.5.3 Grosimea radiala t

t = 3.4 mm

x=D/t=22-24 pentru D=50-100 mm

3.5.4 Tensiunea maxima:

Tensiunea maxima admisibila max=30-45 MPa

3.5.5. Jocul la capetele segmentului in stare calda:

Jocul la capetele segmentului :

3.6 Calculul bielei

In timpul functionarii biela este solicitata de fortele de presiune a gazelor si de fortele de inertie variabile ca marime si sens. Datorita acestor forte, biela este solicitata la compresiune, intindere si incovoiere transversala

3.6.1 Calculul piciorului bielei

Dimensiunile principale ale piciorului bielei se iau orientativ conform datelor din literatura de specialitate

Ochiul bielei este solicitat la intindere de forta de inertie a ansamblului pistonului, la compresiune de forta de presiune a gazelor.

Pentru a efectua calculele de rezistenta se considera piciorul bielei ca o bara curba incastrata in regiunea de racordare C-C cu corpul bielei.

Forta de inertie se considera ca actioneaza uniform repartizara pe jumatatea superioara apiciorului bielei

In sectiunea periculoasa C-C va apare momentul incovoietor

Fig. 3.6.1 Schema de calcul a piciorului bielei

Se adopta:

-diametrul exterior al piciorului: dc = 34 mm

-diametrul interior al piciorului: di = 24 mm

-diamtrul boltului: d = 20 mm

-latimea piciorului: a = 30 mm

-grosimea bucsei : hc = 2 mm

-grosimea raadialapiciorului bielei : hp = 7 mm

-raza corespunzatoare fibrei medii: rm = 17 mm

-aria sectiunii piciorului: Ap = 120 mm2

-masa pistonului:

-masa bielei:

-masa piciorului:

-masa capului:

-masa capacului de biela:

-raza manetonului:

Unghiul de incastrare:

Forta de intindere:

Modulul de elasticitate al materialului bielei:

Solicitarea de intindere:

Fig.3.6.2 Schema de calcul pentru solicitarea de intindere

Momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare sint:

Tensiunile in sectiunea de incastrare in fibra interioara si exterioara sint:

in cazul in care nu exista bucsa in piciorul bielei

Tensiunile trebuie sa se incadreze in intervalul 150-450 MPa

Solicitarea de compresiune:

Fig.3.6.2 Schema de calcul pentru solicitarea de compresiune

Piciorul bielei, asa cum s-a precizat este solicitat si la compresiune de forta Fc.

In ipoteza ca aceasta se repartizeaza dupa o lege sinusoidala pe jumatatea inferioara a piciorului bielei, se vor obtine niste eforturi unitare de compresiune in fibra interioara si exterioara cu o varitie precizata.

In sectiunea de incastrare C-C va apare un moment incovoietor M'c calculabile cu urmatoarele relatii:

Eforturile de compresiune in piciorul bielei vor fi:

-in fibra exterioara

-in fibra interioara

Intervalul pentru valorile admisibile ale tensiunilor de comprimare 150-300 MPa

– Calculul deformatiei:

Deformatia produsa piciorului bielei sub actiunea fortei de inertie se determina astfel:

N/mm2

3.6.2.1 Calculul corpului bielei

Calculul la intindere si compresiune:

Calculul corpului bielei se face in cel putin doua sectiuni : in sectiunea mediana I-I, iar daca sectiunea variaza pronuntat in lungul corpului bielei se face calculul si pentru sectiunea II-II.

Corpul bielei este solicitat la intindere compresiune si flambaj Efortul unitar de intindere se calculeaza astfel :

Fig.3.6.2.1 Schema de calcul pentru corpul bielei

Se adopta:

-lungimea corpului bielei: l = 132 mm

-lungimea dintre picior si corp l1 = 94 mm

-latimea corpului bilei : b = 10 mm

-grosimea corpului bielei : g = 5 mm

-pentru sectiunea I-I

mm2

aria sectiunii care se calculeaza

Efortul unitar de compresiune si efortul unitar de intindere se calculeaza astfel :

adm=150-300 MPa

Calculul la flambaj:

In sectiunea I-I forta Fc poate provoca flambajul bielei. Eforturile la flambaj in cele doua plane sunt aproximativ egale pentru dimensiuni ale sectiunilor judicios alese ; considerand corpul bielei ca o bara articulata la capete eforturile de flambaj sunt:

adm=150-300 MPa

Calculul coeficientului de siguranta:

c = 2.186

c recomandat 2-2.5

3.6.3.1 Calculul capului bielei

Capul bielei se verifica la intindere sub actiunea fortei de inertie.

Ipotezele de calcul sunt :

-forta de inertie se repartizeaza pe capac dupa o lege sinusoidala.

-sectiunea periculoasa se afla in dreptul locasurilor suruburilor de biela

-capul bielei este o bara curba continua,capacul fiind montat cu strangere.

-cuzinetii se deformeaza impreuna cu capacul bielei preluind o parte din efort

proportional cu momentul de inertie al sectiunii transversale.

In aceasta situatie efortul unitar de intindere infibra interioara este :

Fig. 3.6.3.1 Schema de calcul a capului bielei

Se adopta:

-diametrul exterior al capului bielei D1= 74

-diametrul interior al capului bielei D2 = 62

-distanta dintre axele suruburilor de biela l3 = 82 mm

-momentul de inertie al capacului: mm4

-momentul de inertie al cuzinetului: mm4

-aria sectiunii capacului: mm2

-aria sectiunii cuzinetului: mm2

-momentul de rezistenta al capacului: mm3

adm=160-300 MPa

Calculul coeficientului de siguranta:

Coeficientul de siguranta pentru ciclul pulsator:

c = 2.895

c recomandat 2.5-3

Calculul deformatiei:

3.6.4 Calculul suruburilor de biela

Suruburile de biela sunt solicitate la intindere de forta initiala Fsp si de forta de inertie a maselor in miscare de translatie si a maselor in miscare de rotatie care se afla deasupra planului de separatie dintre corp si capac.

Pentru a asigura strangerea necesara cuzinetilor, forta de strangere initiala a suruburilor trebuie sa fie mai mare decat forta de inertie care revine unui surub

Fig. 3.6.3.2 Schema de determinare a coeficientului de sigurantã a suruburilor de bielã

Tinand seama de fortele ce solicita suruburile de biela, acestea se dimensioneaza in functie de solicitarea la intindere si se verifica la oboseala

Diametrul fundului filetului se determina astfel:

-coeficient de siguranta

-factor ce tine seama de solicitarile la torsiune

-factor ce tine seama de curgerea materialului

-limita de curgere a materialului suruburilor

Diametrul partii nefiletate

Calculul coeficientului de siguranta:

Aria surubului la diametrul fundului filetului:

mm2

Pentru ciclul de solicitare de tip pulsator, coeficientul de siguranta se determina astfel:

c recomandat 2.5-4

3.7 CALCULUL ARBORELUI COTIT

Avand in vedere conditiile de functionare, prin calcul, arborele cotit se verifica la presiune specifica si incalzire, la oboseala si la vibratii de torsiune.

Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptandu-se prin prelucrarea statistica a dimensiunilor arborilor cotiti existenti.

Verificarea fusurilor la presiune si incalzire

Pentru apreveni expulzarea peliculei de lubrifiant dintre fusuri si cuzinet trebuie sa se limiteze presiunea maxima pe fusuri.

Presiunea specifica conventionala maxima pe fusurile manetoane si paliere se calculeaza astfel;

Fig. 3.7 Schema de calcul a arborelui cotit

dp= 0.72D = 60.08 mm

lp= 0.7D =42.1 mm

dm= 0.61D=51.8 mm

lm= 0.6dm =33.5 mm

h= 0.27dm = 14.04 mm

b= 1.9dm=98.8 mm

r= 0,1dm = 5.1 mm

Se adopta:

-diametrul fusului maneton: dm = 52 mm

-diametrul fusului palier: dp = 60 mm

-lungimea fusului maneton: lm = 34 mm

-lungimea fusului palier: lp = 42 mm

-latimea bratului: b = 99 mm

-grosimea bratului: h =14 mm

-distanta dintre ½ brat si ½ lp a = 26 mm

-raza de racordare r= 5 mm

-forta maxima ce incarca fusul maneton

-forta maxima ce incarca fusul palier

Presiunea specifica medie conventionala pe fusurile manetoane si paliere se determina cu relatiile:

Rmm si Rpm reprezinta mediile aritmetice ale valorilor fortelor care incarca fusurile paliere si manetoane

Verificarea fusului la incalzire se efectueaza initial pe baza unui ciclu simplificat si acesta se refera la determinarea coeficientului de uzura.

Verificarea prin aceasta metoda nu ia in considerare factorii caracteristici ai regimului hidrodinamic de ungere.

3.7.1 Verificare la oboseala

Calculul arborelui cotit ca o grinda static nedeterminata implica dificultati. De aceea calculul impune adoptarea unor scheme simplificate de incarcare si deformare care considera arborele cotit ca o grinda discontinua alcatuita dintr-un numar de parti egal cu numarul coturilor. Calculul se efectueaza pentru fiecare cot in parte in urmatoarele ipoteze simplificatoare:

a) fiecare cot reprezinta o grinda simplu rezemata pe doua reazeme.

b) reazemele sunt rigide si coaxiale.

c) momentele de incovoiere in reazeme se neglijeaza.

d) fiecare cot lucreaza in domeniul amplitudinilor maxime ale momentelor de incovoiere si de torsiune si a fortelor variabile ca semn.

e) In reazemul din stanga cotului actioneaza un moment de torsiune egal cu suma momentelor coturilor care preced cotul de calcul

3.7.2 Calculul fusului palier la oboseala.

Fusul palier este solicitat la torsiune si incovoiere dupa un ciclu asimetric. Deoarece lungimea fusului este redusa, momentele incovoietoare au valori mici si in aceste conditii se renunta la verificarea la incovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioara a arborelui cotit sunt solicitate la momentede rasucire mai mici decat acelea ce actioneaza in fusurile dinspre partea posterioara a arborelui si mai ales asupra fusului final, deoarece in acesta se insumeaza momentele medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvoltat pentru fiecare cilindru in parte, ceea ce implica insumarea momentelor de torsiune tinandu-se cont de ordinea de aprindere.

Fig. 3.7.2 Schema de calcul la oboseala a fusului palier

MPa

MPa

Coeficientul de siguranta se calculeaza cu relatia:

.3.7.3 Calculul fusului maneton la oboseala

Fusul maneton este solicitat la incovoiere si torsiune. Calculul se efectueaza pentru un cot ce se sprijina pe doua reazeme si este incarcat cu forte concentrate. Deoarece sectiunea momentelor maxime ale acestor solicitari nu coincide in timp, coeficientul de siguranta se determina separat pentru incovoiere si torsiune si apoi coeficientul global de siguranta Reactiunile din reazeme se determina din conditia de echilibru a fortelor si momentelor. Este convenabil ca fortele ce actioneaza asupra fusului sa se descompuna in doua directii: una in planul cotului cealalta tangentiala la fusul maneton.

Calculul fusului maneton la torsiune se face pe baza urmatoarelor relatii:

Fig. 3.7.3 Schema de calcul la oboseala a fusului maneton

mm3

Coeficientul de siguranta pentru solicitarea la torsiune este dat de relatia:

3.7.4 Calculul fusului maneton la incovoiere

Fig. 3.7.4 Schema de calcul la incovoiere a fusului maneton

mm3

Coeficientul de siguranta pentru solicitarea de incovoiere este dat de relatia:

Coeficienul de siguranta global:

3.7.5 Calculul bratului arorelui cotit.

Bratul arborelui cotit este solicitat la sarcini variabile de intindere, compresiune, incovoiere si torsiune.Coeficientii de siguranta pentru aceste solicitari se determina in mijlocul laturii mari a sectiunii tangente fusului palier unde apar cele mai mari eforturi unitare. In planul cotului ia nastere o solicitare compusa de incovoiere

Tensiunea totala se calculeaza astfel:

Fig. 3.7.5 Schema de calcul al bratului arborrelui cotit

Coeficientul de siguranta pentru solicitarea de incovoiere este dat de relatia:

Bratul arborelui cotit este supus si la solicitarea de torsiune

Coeficientul de siguranta pentru solicitarea la torsiune este dat de relatia:

Coeficientul de siguranta global:

3.8 CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUTIE

3.8.1 Parametri principali ai distributiei

Fig. 3.8.1 Fazele de distributie

Fig. 3.8.1 Schema pentru alegerea dimensiunilor constructive ale supapelor

Se adopta:

-diametrul talerului supapei de admisie: da = 26 mm

– diametrul canalului de admisie:

dca = 22 mm

-diametrul talerului supapei de evacuare: de = 30 mm

– diametrul canalului de evacuare

dce = 26 mm

-diametrul tijei supapei: d = (0.16) dced ; d= 6 mm

-lungimea tijei l = (0.25…0.35) dce; l = 89 mm

-raza de racordare rc = (0.16…0.25)dce; rc = 6 mm

3.8.1.2 Viteza de curgere a gazelor prin canal:

i = 4 -numarul supapelor de admisie si evacuare

Se recomanda urmatoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime:

– admisie 40..80 m/s

– evacuare 70..100 m/s

3.8.1.3 Aria sectiunii efective de trecere:

3.8.1.4 Viteza de curgere a gazelor pentru hmax:

inaltimea maxima de ridicare a supapelor

Se recomanda urmatoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime:

– admisie 70..90 m/s

– evacuare 80..100 m/s

3.8.1.5 Determinarea profilului camei

Se foloseste o cama profilata dupa metoda polinomiala cu soc , care considera pentru fiecare portiune a camei o variatie a acceleratiei de tip polinomial avind termenii polinomului de grade corespunzatoare unei progresii aritmetice.

mm ; ; p = 10mm ; ; q = 18mm ; r = 26mm ; s = 32mm

3.8.1.6 Calculul de rezistenta al pieselor mecanismului

Masele reduse ale mecanismului.

Calculul arcurilor supapei.

Arcurile trebuie sa mentina supapa inchisa si sa asigure legatura cinematica intre ea si cama cand fortele de inertie tind sa desprinda tachetul de pe cama, la orice regim de functionare.

Forta minima a arcului (F0) se deternina din conditia nedeschiderii supapei de evacuare la depresiunea din cilindru

N/m2

– presiunea in cilindru in timpul evacuarii

– coeficient de rezerva

Dimensiunile arcului

Diametrul sarmei

N/mm2 – rezistenta admisibila pentru otelul de arc

Numarul de spire active:

– modulul de elasticitate transversal: N/mm2

i = 7 – numarul spirelor active

Pasul arcului este:

– jocul minim intre spirele arcului

t = 3

Calculul tachetului :

Constã în verificarea presiunii specifice pe suprafata lateralã. Acelasi calcul se efectueazã si pentru tachetul mecanismului cu actionare directã (în cap), a camei. Aceastã presiune specificã se calculeazã cu relatia:

= 76 daN/ cm2

Valoarea maximã admisã este <=100daN/cm2.

3.8.2 Calculul arborelui de distributie

Fig. 3.8.2.1 Schema de calcul al arborelui de distributie

N

N/mm2

adm=600…1200 N/mm2

Sageata de incovoiere

Solicitarea de torsiune :

Atinge de obicei valoarea maximã la sfârsitul primei perioade de ridicare a supapei, când punctul de tangentã este cel mai îndepãrtat de axa tachetului. Schema de calcul este prezentatã în figura 3.8.2.2. Relatia cu care se poate calcula momentul maxim pentru o camã este:

Fig. 3.8.2.2 Schema de calcul pentru solicitarea de torsiune

= 230 MPa

CAP.IV. CALCULUL INSTALATIEI DE UNGERE

4.1 Rolul instalatiei de ungere

-Instalatia de ungere al unui motor m.a.i. are rolul de a:

Micsora

mbustibil refrecarea, uzurea pieselor aflate în miscare relativa si

consumul de cospectiv marirea randamentului

mecanic al motorului.

Racirea si spalarea de impuritati a pieselor cu care vine in

contact uleiul.

Protejare împotriva coroziunii a pieselor.

Pelicula de ulei dintre segment-piston-cilindru mareste

etansarea camerei de ardere de carter.

4.2.1 Calculul fusului maneton pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii

– Calculul se face pe fusul maneton pentru ca este mai mult solicitat

fata de fusul palier si consta printr-un calcul la încalzire si incarcare.

-Date de intrare

rezultanta medie a fortelor care actioneaza asupra fusului maneton:

Rmmed= 11247 N

diametrul fusului maneton: dfm= 52 mm

lungimea fusului maneton: lfm= 34 mm

presiunea medie pe fusuri:

viteza unghiulara a fusului:

Alegerea câmpului de tolerante si a ajustajului lagarului.

Calculul jocului relativ si a lungimii relative

Se alege ajustaj H8/f7 având abaterea superioara As= 76 m si as = 0,

iar abaterea inferioara ai = 58 m si Ai = 100 m .

Toleranta ajustajului este:T = As ai = 76 (58) =134 m

jocul diametral : = dc df = =134 m

jocul radial : = rc rf ==67 m

jocul relativ din lagar :

excentricitatea : e = 24 m

excentricitatea relativa :

distanta minima dintre cuzinet si fus : hmin = – e = 67 – 24 = 43m

distanta relativa minima : Hmin = m

distanta maxima dintre cuzinet si fus : m

lungimea relativa a lagarului:

Adoptarea uleiului si a temperaturilor la iesirea din lagar

-Se adopta ulei M20W40 având vâscozitatea cinematica: = 12 oE50

-Se adopta temperatura de intrare a uleiului în lagar: tui = 80 oC

-Se adopta temperaturile de iesire a uleiului în lagar:

Fig.4.2. Epura de presiune

4.2.2 Calculul vîscozitatii uleiului la temperaturi adoptate pentru

uleiul care iese din lagar

-Vâscozitatea dinamica:

tue temperatura uleiului la iesire

u =1 cifra caracteristica a uleiului

-Încarcarea lagarului: pentru fiecare valoare a lui u functie de tue.

unde coeficientul de încarcare al lagarului

– jocul relativ

Coeficientului frecarii lichide din lagar.

-Se calculeaza l = ·u(er,) pentru fiecare valoare a lui u(er,) functie de tue.

4.2.3 Determinarea debitului de caldura degajata din lagar în urma frecarii

lichide

-Se calculeaza = 0,523·10-3·pmed·lf·d f 2·nn·l [kJ/s] pentru fiecare

valoare a lui l functie de t

unde: lucrul mecanic de frecare din lagar

Bilantul termic al lagarului.

-Pentru determinarea bilantului termic se pleaca de la ipoteza ca o parte

din caldura rezultata în urma frecarii din lagar este preluata de ulei,

restul disipându-se în lagar.

unde: debitul de caldura preluata de ulei

debitul de caldura evacuata în lagar

unde: v(er,) se determina din diagrama 4.7.1

-Caldura evacuata prin lagar: = (0,1…0,15)·

-Caldura evacuata prin ulei:

-unde: u – densitate ulei

debitul de ulei prin lagar din teoria hidrodinamica a ungerii

tue,tui temperatura uleiului la intrarea, respectiv la iesirea din lagar

cu – caldura specifica a uleiului

u+cu=1674 – 1883 [kJ] =1700 kJ

-Rezultatele calculate la punctele anterioare se trec în tabelul 4.7.1

Tabelul 4.7.1

Se traseaza curbele = f (tue) si = f (tue), determinând punctul

de intersectie al celor doua curbe, care reprezinta valoarea reala a temperaturii

uleiului la iesirea din lagar si se verifica conditia: tup< 120 oC

unde: tup temperatura peliculei de ulei

-Din diagrama rezulta: tup = 110 oC < 120 oC

-Cu aceasta valoare se calculeaza:

coeficientul de încarcare al lagarului:

vâscozitatea dinamica:

Din diagrama 7.3, functie de si se determina excentricitatea relativa:

er= 0,87

Rezulta: excentricitatea fusului fata de cuzinet:

e = = 58,3 m

jocul minim din lagar: hmin = e = 67 58,3 = 8,7 m > 4,5 m

-Se recomanda: hmin hadm unde hmin= (6…9) m si hadm= (4…7) m

Coeficientul de siguranta

-Verificarea fusurilor se face verifcând relatia:

unde coeficientul de siguranta la ungere

4.3 Calculul debitului de ulei al instalatiei.

-Se determina din doua conditii:

a). asigurarea debitului necesar ungerii tuturor lagarelor

= (2…7)·b·= 3·9·26·26,6805 = 720,3757 [l/h]

unde: b = 9 numarul total de lagare (paliere si manetoane)

= 1,047·10-3·nn··df2·v(lr,) =1,047·10-3·5800·134·(45·10-3)2·4,95·10-6

=7,03·10-6 [m3/s]

= 7,03·10-6·3600·103 = 253,1 [l/h]

b). preluarea cantitatii de caldura care trebuie disipata prin ulei

= (9…20)·Pe = 13·50 = 650 [l/h]

Se compara cele doua valori si se alege cea mai mare:

= max (,) = max (253,1; 650)

= 650 [l/h]

Capacitatea instalatiei de ulei se determina din ipoteza ca uleiul trebuie

sa efectueze un anumit numar de treceri timp de o ora.

Vu = [l]

4.4 Calculul pompei de ulei.

Se alege solutia cu două roti dintate cilindrice cu angrenare exterioara.

Se recomanda = (1,5…2,5)·

Se adopta = 2,3·650 = 1495 [l/h]

Determinarea diametrului de divizare a rotilor.

Se calculeaza din conditia ca viteza periferica a rotilor dintate să

respecte conditia: wpu<(5…6) m/s.

diametrului de divizare: Dp= = 26,8 mm

unde np= 3000 rot/min turatia pompei de ulei

Se adopta: Dp= 26 mm si numarul de dinti: z =12 dinti

Calculul pasului danturii si alegerea modulului.

pasul: p = = 8,37 mm

modulul: m = = 2,66 mm.

Se adopta conform STAS 82261: m = 2,5 mm

înaltimea dintelui: h = (2…2,3)·m = 2·2,5 = 5 mm

Determinarea latimii danturii.

= p·Dp·np·h·l

rezulta mm

unde p = (0,75…0,85) randamentul volumetric al pompei.

Determinarea puterii de antrenare a pompei de ulei.

Ppu = = 236 W

rezulta Ppu = 0,236 kW

unde pu = (3…8) [daN/cm2] = (3…8)·105 [N/m2]

m = (0,85…0,95) randamentul mecanic

Rotile pompei au un joc axial de: a = (0,05…0,15) mm

joc radial de: r = (0,05…0,18) mm.

Cap.5. PROCESUL TEHNNOLOGIC DE PRELUCRARE Al

SUPAPEI

5.1. Conditii tehnice, materiale, semifabricate

Conditii tehnice. La executia supapelor se impun conditii riguroase privind pozitia relativa a suprafetelor talerului si a cozii supapei in raport cu tija precum si asupra rectilinitatii tijei.

Duritatea 262…302 HB

Trecerea de la tija la taler trebuie sa fie continua

Pe portiunea tijei supapei de la conul 1: 5 pana la extremitate se admite subtierea ei cu

0,05 mm sub cota de pe desen

Materiale: Datorita conditiilor de lucru pentru supape se utilizeaza oteluri speciale termorezistente si anticorozive la care cromul este elementul principal de aliere pentru rezistenta sa ridicata la oxidare si coroziune.

In cazul supapelor de admisie unde conditiile de lucru sunt mai putin severe se utilizeaza oteluri martensitice Cr sau Cr-Ni obisnuite (de exemplu 40C10X, 41CN12X, STAS 791-79). O buna utilizare o au otelurile Cr-Si, denumite silicrom (3,75% Si, 9% Cr).

Pentru supapele de evacuare se folosesc oteluri Cr-Ni austenitice (12…15% Cr, 12…15% Ni, 2…3,5% W) care au bune proprietati anticorosive si de rezistenta macanica la temperaturi ridicate.

Pentru a mari rezistenta la uzura a fatetei cat si a capatului tijei supapei, in unele cazuri, acestea se acopera cu un strat de material dur din categoria stelit, eatonit, nicrom cu continut ridicat de Cr, Ni, Co, W, pe grosimea de 1,5 … 2,5 mm.

In vederea imbunatatirii calitatilor de alunecare ale supapelor din oteluri austenitice cat si pentru evitarea tendintei apre gripare tija supapei se cromeaza cu un strat in grosime de 10 … 20 m.

Pentru ridicarea rezistentei la coroziune, rezultate satisfacatoare se obtin prin aluminizarea suprafetelor expuse.

Semifabricate. La executia supapelor, semifabricatele se obtin prin deformare plastica, electrorefulare, urmata de matritarea de precizie si extrudare, asigurandu-se fibrajul necesar pentru obtinerea unei inalte stabilitati dimensionale.

5.2. Succesiunea operatiilor

Rectificarea de degrosare

Masina unealta: Masina de rectificat

Control automat

Rectificarea de degrosare a capetelor

Masina unealta: Masina bilaterala de rectificat

Rectificarea de semifinisare a tijei

Masina unealta: Masina de rectificat fara centre

Strunjirea fatetei

Masina unealta: Strung automat

Stunjirea zonei de racordare

Masina unealta: Strung automat

Profilarea capatului tijei

Masina unealta: Strung automat

Roluirea tijei

Masina unealta: Masina de roluit

8.Rectificarea tijei

Masina unealta: Masina de rectificat fara centre

Rectificarea de degrosare a fatetei

Masina unealta: Masina de rectificat

Recificare de finisare a capetelor supapei

Masina unealta: Masina bilaterala automata de rectificat

Strunjirea de finisare a capului

Masina unealta: Strung automat

Roluirea tijei

Masina unealta: Masina de roluit

Rectificarea fatetei

Masina unealta: Masina automata de rectificat

Control automat al principalelor suprafete

5.3 Reconditionare supapelor

1. Uzura tijei – a) rectif. la o cotă de repararație;

b) cromare dură și rectificare la cota nominală.

2. Uzura suprafeței conice de etanșare – Rectificare la curat și rodare.

3. Uzura capului tijei – Rectificare la curat sau încărcare cu

sudură și rectificare la cota nominală.

Cap.6. Studiul instaltiilor de ungere

Motorul cu ardere internă cu prinde în ansamblul său o instalație de ungere, care asigură ungerea suprafețeleor pieselor aflate in mișcare relativă, pentru a diminua frecarea respectiv uzura, racirea pieselor solicite termic, protecția împotriva coroziunii.

Uleiul împreunaă cu ansamblul piston-segment-cilindru contribuie la etanșarea cameri de ardere.

La funcționarea motorului, uleiul din instalația de ungere este supus solicitarilor termice (T=100….300°C) și mecanice (p=50…200 MPa), contaminat permanent cu gaze și combustibil, oxidat intensiv de concentrația mare de oxigen, suferă o pierdere partială din aditivi.

Astfel de condiții nefavorabile de lucru ale motorului impun uleiului din instalația de ungere anumite cerințe:

vâscozitate ridicată și o variație mică a ei în funcție de temperatură;

stabilitate chimică;

detergență ;

temperatură de congelare cât mai redusă.

6.1. Construcția instalației de ungere

Ungerea se poate realiza cu ulei sub presiune, prin stropire cu jet de ulei, prin ceață de ulei sau mixt. Motoarele pentru autovehicule utilizează ungerea mixtă, unde anumite componente (lagărele, bolțul, tacheții hidraulici, întinzătorul de lanț) se ung cu ceață de ulei sau prin stropire cu jet.

Instalațiile de ungere pot fi cu carter umed, în acest caz uleiul se afla în baia plasată în partea inferioară a motorului. La autovehicule se utilzează sistemul de ungere cu carter umed, iar în cazuri speciale se utilizează carter uscat.

Instalația de ungere constă din:

rezervor de ulei;

pompă de ulei;

conducte interne și externe;

radiatorul de ulei;

elemente de siguranță și control.

Fig 6.1. Instalația mixtă de ungere a motorului de tractor A-01M

Pompa de ulei cu roți dințate cu

angrenare exterioară

Fig 6.1.2. Pompă de ulei cu roți dințate

Această pompă este alcatuită dintr-o carcasă prevazută cu orificii de intrare și ieșire în care se montează două roți dințate cu dantură dreaptă sau elicoidală. Una din roți este antrenată de arborele cu came sau de la arborele cotit, cealaltă fiind antrenată de la prima roată în sens invers. Camerele A și R reprezintă camera de aspireție respectiv refulare. Uleiul pătrunde in camera de aspirație A, umple spațiul dintre dantură și carcasă, este antrenat de dantura roții și apoi este refulat în camera de refulare R.

Această pompă, datorită faptului că este simplă, are gabarit si masă redusă, este sigură în funcționare, creează presiuni ridicate la turații scazute și gasește o larga aplicabilitate în construcția motoarelor pentru autovehicule.

Pompa cu rotor cu lobi

Fig 6.1.3. Pompă de ulei cu rotor cu lobi

Se compune din două rotoare (2) și (3) montate intr-o carcasă (1). Rotorul (2) prevăzut cu 4 lobi este antrenat prin intermediul arborelui de comandă de la arborele cu came sau arborele cotit. Rotorul (3) exterior este prevăzut cu 5 lobi si este dezaxat față de rotorul (2) și arborele de comandă. La rotirea rotorului interior este antrenat in mișcarea de rotație în același sens și rotorul exterior. Uleiul aspirat in spațiul dintre rotoare este transportat de catre lobii rotorului interior și exterior în sapțiul care se micșorează datorită excentricitații. Fiind comprimat, uleiul este rfulat sub presiune în instalația de ungere.

Această pompă are gabaritul si masa reduse, prezintă siguranță in funcționare, asigură presiuni ridicate la turații reduse.

Dezavantajul acestei pompe este că are o execuție complicată.

Pompa de ulei cu palete

Fig 6.1.3. Pompă de ulei cu palete

Această pompă se compune din cascasă (1) prevăzută cu orificii de aspirație A și refulare R și rotorul cilindric (3) montat excentric față de corp. În rotor sunt practicate canale diametral opuse în care culisează două sau patru palete, presate pe carcasă datorită forței centrifuge în timpul funcționării si de arcuri în repaus.

Datorită excentricității rotorului, la rotirea acestua spațiul I crește progresiv, creând o depresiune, aspirând astfel uleiul prin orificiul A, iar spațiul II se micșorează; uleiul fiind comprimat, este refulat apoi sub presiune prin orificiul R. Amplasarea pompei de ulei pe motor se face fie îm exteriorul motorului, fie în carter.

Acționarea pompei de ulei se realizează de la arborele de distribuție sau de la arborele cotit

Filtrele de ulei

În timpul funcționării maotorului cu ardere internă, uleiul pierde din calitățiile inițiale datorită pătrunderii unor impurități:

particule metalice apărute în urma fenomenului de uzură;

particule de praf aspirate în motor odată cu aerul nefiltrat la admisie;

impurități rezultate dintr-un montaj și o întreținere necorespunzătoare;

impurități ce se formează în carter: gaze de ardere, care pătrund în carter, datorită imperfecțiunii ansamblului piston-segmenți-cilindri, care, intrând în reacție cu uleiul formează o serie de produși chimici cu efecte negative asupra durabilitații si siguranței.

După finețea filtrării filtrele de ulei se împart în două grupe: filtre de curățare brută si filtre de curățare fină.

Filtrul de curățare brută se montează în serie în circuitul de refulare al pompei. Prin el trece întreaga cantitate de ulei, fără a opune o rezistență prea mare la trecerea uleiului. Filtrul brut reține impurități de dimensiuni cuprinse între 20…100 µm.

Filtrul de curățare fină se montează în paralel cu circuitul sistemului de ungere pentru a evita pierderile, cantitatea de ulei care-l străbate fiind de 10…15 % din acntitea de ulei aflată în instalația de ungere. După filtrare uleiul este readus în carter, contribuind astfel la regenerarea uleiului aflat in carter.

Filtrul fin reține impurități de pana la 5 µm.

După procedeul de filtrare, filtrele se împart în: filtre statice și filtre dinamice .

Filtrele staice. În acest caz reținerea impurităților se face cu ajutorul unui element filtrant care poate fi confecționat din sită metalică, discuri, făină de lemn, hârtie cu acțiune magnetică sau activă.

Filtrele cu sită metalică sunt utilizate, în general, pentru filtrarea prealabilă, până la intrarea uleiului în pompa de ulei. Aceste filtre pot reține impurități până la dimensiuni de 5 µm.

Fig 6.2.1 Filtru pentru curațarea uleiului la motorul KamAZ:

1 – carcasa; 2 – element filtrant; 3 – bilă; 4 – conductă intrare;

5 – corpul litrului; 6 – dop; 7 – conductă ieșire; 8 – inel de etanșare;

9 – locașul superior; 10 – tija filtrului; 11 – element de etanșare;

12 – bucșă; 13 – arc.

Filtre cu discuri. Elementul filtrant este format dintr-un număr mare de discuri din metel sau carton de forme speciale, așezate unele peste altele, formând astfel interstiții de trecere a uleiului.

Impuritățile de dimensiuni mai mari sunt reținute în interiorul elementultui elementului filtrant.

Fig. 6.2.2. Filtre cu discuri: 1 – element filtrant; 2-disc din carton;

3-distanțiere; 4-crestături.

Filtre magnetice. Aceste filtre se utilizează ca filtre suplimentare pe lângă filtrele cu sită, filtrele cu discuri sau la dopurile de golire.

Aceste filtre rețin particulele fieroase și, prin coziune, particulele de bronz sau alte particule metalice nemagnetice apărute în urma fenomenului de uzură.

Filtrele active rețin unii produși organici dizolvați în ulei, precum și apă. Separarea lor se face prin absorbție, hidratare sau reacții chimice. Ca elemente de filtrare se folosesc: pâsla, hârtia de filtru, amestecuri de oxid de aluminiu, bauxită, mangan, sulf, vată de zgură.

Filtrele dinamice realizează separarea impuritățiilor prin centrifugare. Filtrele dinamice se construiesc in două variante:

cu antrenare mecanică, funcționând la turația arborelui cotit;

cu jet liber.

Filtrele antrenate mecanic sunt complicate și necesită o întreținere dificilă.

Filtrele cu jet liber nu impun probleme constructive la amplasarea pe motor. În cazul acestor filtre principiul de funcționare este următorul: uleiul sub presiune intră în cavitatea rotorului și iese prin două orifici calibrate diametral opuse. Sub efectul forței dezvoltate de cele două jeturi de ulei rotorul se învârtește cu turații foarte mari 5000 – 10000 rot/min. Sub acțiunea forței centrifuge impuritățile sunt proiectate pe carcasa filtrului, iar uleiul curat este dirijat spre carter.

6.3 Radiatorul de ulei

În timpul funcționarii motorului cu ardere internă uleiul din instalația de ungere se încalzește. Pentru a păstra o temperatură o temperatură constantă optima a acestuia, în circuitul de ulei se introduce radiatorul de ulei. Acest radiator este destinat să transmită o anumită cantitate de caldură de la uleiul încălzit spremediul înconjurător.

Pot fi radiatoare răcite cu lichid sau cu aer.

Radiatoare răcite cu lichid. Prezintă ca dezavantaj dimensiuni mai mari de gabarit. Dar asigră o încalzire rapidă a uleiului după pornire și o temperatură mai stabilă indiferent de condițiile de exploatare.

Radiatoarele răcite cu aer au dimensiuni de gabarit mai reduse, sunt mai ușor realizabile din punct de vedere constructiv. Aceste radiatoare nu pot asigura o temperatură stabilă a uleiului și nici încălzirea acestia după pornire ca în cazul precedent.

Pentru a preveni unele avarii ale radiatorului la funcționarea motorului insuficient încălzit sau la o temperatură scăzută a mediului ambiant, radiatorul este prevăzut cu o supapă de siguranță. Arcul supapei este tratat astfel ca supapa să se deschidă la o diferență de presiune de 0,15….0,2 MPa, permițând uleiului să treacă în baia de ulei fără să mai traverseze radiatorul

6.4 Aparate de siguranță si control

Pentru verificarea presiunii precise a uleiului, instalația de ungere este prevăzută cu un manometru, iar pentru controlul termic al uleiului se utilizează un termometru. Nivelul uleiului în carter se controlează cu un indicator sub formă de tijă pe care sunt prevăzute două repere (MIN și MAX). Depășirea reperelor de pe tijă are urmări negative pentru funcționarea motorului.

Depășirea reperului superior (MAX) are ca efect formarea unui nor excesiv de ulei în carter, întrucât bielele ating suprafața uleiului, provocând balbotarea lui. Pe oglinda cilindrului va apare o cantitate prea mare de ulei ce intensifică procesul de formare a calaminei. Scăderea uleiului sub nivelul reperului inferior este periculoasă, deoarece se poate întrerupe absorbția uleiului și debitarea uleiului de către pompa de ulei către punctele de ungere.

6.5 Amplasarea fitrelor în circuitul de ungere

Amplasarea filtrului în circuitul princpal a instalației de ungere.

Prin filtru trece întreaga cantitate de ulei debitată spre punctele de ungere. Uleiul se întoarce în baie numai după ce a parcurs întreg circuitul de ungere. Filtrarea este de o finețe medie din cauza cantității mari de ulei si a dimensiunilor reduse ale filtrelor. Filtrul este prevăzut cu o supapă de scurtcircuitare care în cazul îmbâxirii filtrului va permite trecerea uleiului spre locurile de ungere fară a mai trece prin filtru, sau cu un indicator de avarie care va opri motorul la înbâxirea filtrului.

Amplasarea filtrului în circuitul secundar al instalației de ungere. Cantitatea de ulei care stăbate circuitul secundar este de 10…15% din cantitatea de ulei aflată în circuitul de ungere.

Există sisteme de ungere, la care filtrul din circuitul principal paote să lipsescă, doar o fracțiune din uleiul din instalația de ungere să treacă prin filtrul din circuitul secundar. Această schemă este mai puțin avantajoasă.

Amplasraea filtrelor în paralel. În acest caz filtrele pot avea forma unui cartuș. Caracteristic acestui sistem este faptul că uleuil după ce a trecut prin filtrul din circuitul secundar, se reîntoarce în circuitul principal, ajungând apoi la locurile de ungere.

Ungerea motoareleor în doi timpi cu

baleaj prin carter

În cazul acestor motoare ungerea suprafețelor aflate în mișcare relativă prezintă o serie dedificultăți, deoarece în carter nu se poate introduce ulei, datorită suprapresiunii pentru baleaj și comunicației directe dintre carter și interiorul cilindrului. Ungerea se va realiza prin intermediul combustibilului după două procedee:

Amestecarea uleiului cu combustibil;

Injectarea uleiului în curentul de amestec aer-benzină în carburator.

În primul caz uleiul se amestecă cu combustbilul în anumite proporții (4-5%), procedeul este simplu și ieftin.

În al doilea caz procedeul implică prezența unei pompe de joasă presiune, care să injecteze ulei în carburator. Sitemul este mai complicat însă cu ajutorul lui se obține o reducere considerabilă de ulei.

Suprafețele aflate în mișcare relativă, indiferent de procedeul utilizat, se ung astfel: amestecul de aer, picături fine de ulei și benzină, vapori de benzină, ajung în carter, unde datorită contactului cu piesele calde, o parte din benzină se vaporizează, iar picaturile de ulei din amestec se depun pe fusurile și brațele arborelui cotit, care le proiectează pe oglinda cilindrului.

Datorită cantității insuficiente de ulei fusurile arborelui cotit sunt prevăzute cu lagăre de rostogolire.

6.6 Consumul de ulei

În timpul funcționării motorului cu aredere internă, uleiul din instalația de ungere se consumă. Consumul de ulei constituie un criteriu pentru aprecierea perfecțiunii construcției motorului și a calității uleiului.

Uleiul din sitemul de ungere se consumă prin:

ardere în camera de ardere;

vaporizare în carter;

scurgere prin neetanșități.

Arderea uleiului în camera de ardere, pe lângă faptul că antrenează completarea cantității de ulei, este și sursa principală de formare a calaminei.

Asupra consumului de ulei influențează mai mulți factori, și anume: calitatea uleiului, regimul de funcționare al motorului, starea tehnică a motorului.

Consumul de ulei depinde foarte mult de starea tehnică a motorului. La creșterea jocurilor dintrepiston si segmenți, se amplifică fenomenul de pompaj ceea ce permite unei cantități de ulei să ajungă in camra de ardere. Arderea unei cantităși de ulei se poate constata după fumul albastru din gazele de evacuare.

Turația motorului exercită de asemenea o influență importantă asupra consumului de ulei. Aceasta se explică prin proiectarea unei cantități sporite de ulei pe oglinda cilindrului, prin jocurile dintre fusul maneton și cuzinet sub efectul unei forțe centrifuge mai mari, având ca urmare mărirea cantitații de ulei introduse în camera de ardere.

CAP. 7. CALCULUL ECONOMIC

Alături de cresterea performanțelor și scăderea emisiilor poluante, creșterea economicității este un alt obiectiv important al proiectanților de motoare. Acest lucru este influențat de faptul că rezervele energetice ale planetei sunt în scădere, iar parcul auto în continuă creștere.

Pe lângă metodele deja clasice în care se realizează acest obiectiv, fiecare producător încearcă soluții tehnice proprii. Dacă acum 30 de ani un consum urban de 15% era considerat normal, în zilele noastre un motor optimizat are această valoare de aproximativ 6-7%.

Deși există incercări reușite ale marilor producători de a realiza motoare cu un consum de 2-3%, scăderea cu orice preț a consumului nu este totuși soluția problemei, deoarece acest lucru atrag după sine și scăderea performanțelor.

Termenul de economicitate are în industria autovehiculelor și alte semnificații:

Reducerea prețului de cost al motorului;

Reducerea duratei de proiectare;

Scăderea greutății pieselor și subansamblelor în concordanță cu creșterea rezistenței acestora folosind secțiuni profilate;

Mărirea durabilității și a mentenabilității;

Creșterea preciziei de prelucrare în scopul micșorării uzurilor;

Creșterea siguranței în exploatare;

Mărirea fiabilității componentelor motorului;

Scăderea costurilor de cercetare și proiectare prin creșterea numărului de componente comune;

Folosirea simulării în procesul de proiectare;

Modalităti de creștere a economicității motoarelor:

Sărăcirea amestecului permite scăderea concentrației de hidrocarburi asiguând în același timp micșorarea consumului de combustibil;

Turbionarea amestecului în camera de ardere;

Preîncălzirea amestecului bogat prin folosirea temperaturii gazelor de evacuare;

Utilizarea supraalimentării;

Optimizarea procesului de ardere (folosirea a două bujii într-o cameră de ardere);

Modificarea optimă a fazelor distribuției;

Mărirea randamentului indicat;

Creșterea presiunilor de injecție și folosirea unor geometrii corespunzătoare orificiilor de pulverizare pentru mărirea fineții acesteia întrucăt favorizează o omogenizare mai bună și mai rapidă a amestecului carburant;

Utilizarea materialelor ceramice pentru izolarea termică a fluidului de lucru, rezistența componentei ceramice fiind asiguratâ în general de metalul care este izolat față de gazele de ardere de către ceramică;

Creșterea puterii raportate la unitatea de volum a cilindrului prin mărirea coeficienților de exces de aer și creșterea turației;

Scăderea masei și a dimensiunilor de gabarit raportate la puterea dezvoltată;

Simplitatea și tehnologicitatea construcției;

Optimizarea procesului de ardere folosind controlul acesteia asistat de către computerul de bord.

BIBLIOGRAFIE

Gh. Bobescu, Gh.- Al. Radu, A. Chiru, C. Cofaru, V.Ene, V. Amariei, I. Guber – MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE SI TRACTOARE, vol. I, II și III Chisinau, Ed. Tehnica 1998.

Radu Gh.Al, Ispas N. – Calculul și construcția instalațiilor auxiliare pentru autovehicule , Reprografia Universității Transilvania Brașov, 1972

C.Cofaru, N. Ispas, M. Nastasoiu, H. Abaitancei, H.R. Anca, M. Dogariu, A. Chiru, V. Eni—PROIECTAREA MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE, Brasov, Reprografia Universitatii Transilvania 1997

D. Abaitancei, Gh. Bobescu – MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE, Bucuresti, E.D.P 1975

D. Abaitancei, C. Hasegan, I. Stoica, D. Claponi, L. Cihodaru – MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE SI TRACTOARE, Bucuresti,Ed. Tehnica, 1978

CONAT ‘ 99 “AUTOMOTIVE FOR THE NEXT CENTURY”

T. Nagy, M. Alex. Stanescu, N. Turea, D. Dima—FIABILITATEA SI TEROTEHNICA AUTOVEHICULELOR vol I Brasov, Reprografia Universitatii Transilvania 1997.

D. Marincaș, D. Abăităncei – FABRICAREA ȘI REPARAREA AUTOVEHICULELOR RUTIERE București, E.D.P. 1982

D. Marincaș – Combustibili, lubrifianți și materiale speciale pentru automobile. București Ed. Tehnică 1983.

Colecția revistelor AUTOMOTIVE ENGINEERING – editată de Society of Automotive Engineers

DIVERSE SITE-URI ALE FIRMELOR CONSTRUCTOARE DE MASINI SI SUBANSAMBLE PENTRU INDUSTRIA AUTO.