Proiectarea unui motor cu aprindere prin scanteie avand puterea de 60 kW la turatia de 4400 rpm. Supraalimentare. Conducator Stiintific Absolvent… [618306]

UNIVERSITATEA POLITE HNICA DIN BUCURESTI
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICA SI MECATRONICA
DEPARTAMENTUL DE TERMOH ENICA,MOTOARE,ECHIPAMENTE
TERMINCE SI FRIGORIFICE

TEMA PROIECTULUI
Proiectarea unui motor cu aprindere prin scanteie avand puterea de 60 kW la
turatia de 4400 rpm. Supraalimentare.

Conducator Stiintific Absolvent: [anonimizat]. Radu Bogdan Dumitrica Paul Serban

Bucuresti 2016

1
CUPRINS :
1. Tema de proiect ……………………………………………………………………………………………………………… …………. 2
1.1 Analiza motorului ……………………………………………………………………………………………………………… …….. 3
1.2 .Noțiuni introductive ……………………………………………………………………………………………………………… …. 4
1.3 Solutia Constructiva ……………………………………………………………………………………………………………… …. 4
1.3.1 Num ărul de timpi ai ciclului motor și procedeul de aprindere ………………………………………………….. 5
1.3.2 Tipul combustibilului utilizat ………………………………………………………………………………………………. 5
1.3.3 Tipul admisiei ……………………………………………………………………………………………………………… ……. 5
1.3.4 Procedeul de ardere si coeficientul de exces de aer( λ) …………………………………………………………….. 6
1.3.5 Raportul de comprimare ……………………………………………………………………………………………………… 6
1.4 Raportul dintre cursa pistonului ( S ) si alezajul cilindrului ( D ) ……………………………………………………. 6
1.5 Felul racirii motorului ……………………………………………………………………………………………………………… .. 7
1.6 Formula dinamica a motorului ………………………………………………………………………………………………….. 7
1.6.1 Num ărul de cilindrii și dispunerea acestora. …………………………………………………………………………… 7
1.6.2 Tipul mecanismului biela manivela ………………………………………………………………………………………. 8
1.6.3 Particularitati constructive ale motorului ………………………………………………………………………………….. 8
1.7 Instala ții auxiliare si anexe ………………………………………………………………………………………………………… 9
1.7.1 Mecanismul de distribu ție a gazelor ……………………………………………………………………………………… 9
1.7.2 Instala ția de ungere …………………………………………………………………………………………………………….. 9
1.7.3 Instala ția de răcire …………………………………………………………………………………………………………….. 10
2.Calculul Termic ……………………………………………………………………………………………………………… ……………. 10
2.1 Evaluarea Motorului ……………………………………………………………………………………………………………… .. 13
2.2 Formule de calcul ……………………………………………………………………………………………………………… …… 15
3. Fortele din mecanismul motor ……………………………………………………………………………………………………….. 18
4.Calculul Boltului ……………………………………………………………………………………………………………… ………….. 22
4.1 Verificarea la forfecare ……………………………………………………………………………………………………………. 2 3
5. Calculul pistonului ………………………………………………………………………………………………………………. ………. 24
5.1 Rolul și condițiile funcționale ale pistonului …………………………………………………………………………… 24
5.2 Materiale pentru piston ……………………………………………………………………………………………………………. 2 5
5.3 Dimensionarea pistonului ……………………………………………………………………………………………………….. 26
5.4 Verificarea pistonului …………………………………………………………………………………………………………….. 27
5.5 Verificarea regiunii port-sengmenti …………………………………………………………………………………………… 28
6. Proiectarea Bielei ………………………………………………………………………………………………………………. ………… 29
6.1 Rolul și condițiile funcționale ale bielei …………………………………………………………………………………….. 29

2
6.2 Materiale pentru biel ă ……………………………………………………………………………………………………………… 30
6.3 Alegerea dimensiunilor …………………………………………………………………………………………………………… 31
6.3.1 Dimensionarea piciorului bielei ………………………………………………………………………………………….. 31
6.3.2 Calculul piciorului bielei la intindere ……………………………………………………………………… …………… 32
6.3.3 Calculul piciorului bielei la compresiune …………………………………………………………………………….. 35
6.4 Calculul corpului bielei …………………………………………………………………………………………………………… 37
6.5 Calculul capului bielei …………………………………………………………………………………………………………….. 40
7. Calculul arborelui cotit ……………………………………………………………………………………………………………… …. 44
7.1 Verificarea la oboseala a ultimului fus palier ……………………………………………………………………………… 49
7.2 Verificarea fusului maneton la torsiune: ……………………………………………………………………………………. 51
7.3 Verificarea fusurilor maneton la incovoiere in sectiunea de racordare …………………………………………… 52
7.4 Verificarea bratelor la torsiune …………………………………………………………………………………………………. 53
7.5 Verificarea bratelor la incovoiere ……………………………………………………………………………………………… 53
8. AMESIM ……………………………………………………………………………………………………………… ……………………. 54
8.1 Rolul fiecar ui element : …………………………………………………………………………………….. ……………………. 56
8.2 Construirea modelului aspirat in programul de calcul AMESim. ………………………………………………….. 67
9. Variante de supraalimentare (mecanic ă și turbo). Avantaje și dezavantaje. …………………………………………. 70
9.1 Rezultate obtinute la regimuri de turatie cuprin se intre 2500-4400 rpm pentru varianta supraalimentat (
Compresor Roots 50) ……………………………………………………………………………………………………………… ……. 73
10. Concluzie : ……………………………………………………………………………………………………………… ………………… 79
11 .Tema speciala: ……………………………………………………………………………………………………………… …………… 80

1. Tema de proiect

• Creșterea puterii motorului prin supraalimentare
• Metode de cre ștere a puterii litrice.
• Variante de supraalimentare (mecanic ă și turbo). Avantaje și
dezavantaje.
• Realizarea modelulului AMESIM pentru motorul aspirat
• Introducerea elementelo r de supraalimentare.
• Realizarea modelulului AMESim pentru motorul supraalimentat
• Rezultate
• Concluzii

3

1.1 Analiza motorului

Am ales ca model motorul cu aprindere prin scanteie ce echipeaza automobilul BMW
SERIA 3 2016 pornind de la varianta as pirat a acestuia avand : 60 kW la 4400 rpm.

DATE MOTOR :
– Cilindree : 1499 cmc

– Numar de cilindrii : 3 in linie / 4 valve pe cilindru

– Rapord de comprimare : 10.2

– Alezajul (D) : 78 mm

– Cursa (S) : 83 mm

4
1.2 .Noțiuni introductive

Motorul cu ardere intern ă este un echipament in interiorul c ăruia se
produce arderea unui combustibil, c ăldura obtinuta prin ardere este transformat ă in
lucru mecanic.Deoarece arderea are loc in interiorul acestuia, el constituie un motor
termic in care pr odusele arderii intr ă in in componenta fluidului motor.
Denumirea de motor cu ardere intern ă privește, de obicei, echipamentul la
care fluidul motor actioneaz ă unul sau mai multe pisoane.Majoritatea aplicatiilor
folosesc pistonul cu mi șcare de transla ție alternativ ă, in interiorul unui cilindru,
mișcarea pistonului este transformat ă in mișcare de rota ție de către un mecanism
bielă-manivelă, numit si mecanism motor.
Motoarele cu ardere intern ă se pot clasifica in doua tipuri de motoare:
-MAS (motoare cu apri ndere prin scanteie);
-MAC (motoare cu aprindere prin comprimare).

1.3 Solutia Constructiva

Formula functional-constructi va cuprinde ansamblul solutiilor de principiu care
confera motorului o a numita individualitate.
Motorul proiectat face parte , dupa put erea nominala si utilizare , din categoria
motoarelor usoare pentru autovehicule rutiere.
Pentru ca autovehiculele echipate cu astfel de motoare sa aibe performante
ridicate se cer a fi indeplinite cateva ceri nte mai importante cu privire la motor :
– Compactitate ridicata – Tehnologie de fabrica tie de inalta calitate
– Mase si gabarite pe cat posibil reduse
– Materiale de inalta calita te pe cat posibil usoare si rezistente la solicitari
– Calitati bune in exploatare : pornir e usoara, durabilitate si siguranta in
exploatare, durabilitate pe timp indelugat de functionare.
– Performante economice
– Cresterea performantelor prin adaugarea ulterioara a unui grup de
supraalimentare.

5
1.3.1 Num ărul de timpi ai ciclului motor și procedeul de aprindere

Procedeu l de aprindere , corelat cu num ărul de timpi , se adopta in
functie de mai multi factori , cei mai importan ți fiind combustibilul utilizat și mai ales
destinația motorului.
Pentru combustibilii lichizi u șor volatili și pentru combustibilii gazo și ,
se utilizeaza MAS , de obicei in patru timp i.MAS in doi timpi se utilizeaza pentru
unele mijloace mici de transport rutier(motociclete, motorete, etc).
Ciclul in doi timpi este preferat in astf el de cazuri datorit ă constructiei
simple a motorului si a costului redus de fabrica ție , marele dezavantaj fiind constituit
de faptul ca acesta are un consum ridicat de ulei si combustibil.
Motorul proiectat s-a ales a fi un motor in patru timpi deoarece acesta
prezinta mai multe avantaje din punct de vedere al puterii, noxelor poluante,
consumului de combustibil etc.

1.3.2 Tipul combustibilului utilizat

Com bustibilul ales este de natur ă petrolieră , benzina fiind un
combustibil ce poate dezvolta cu usurin ță puteri ridicate.Benzina este pulverizat ă in
poarta supapei este necesar ca amestecul aer-combustibil s ă fie omogen.
Principala caracteristic ă a benzinei o reprezint ă CIFRA OCTANIC Ă.
Ea reprezinta gradul de detonan ță al unei benzine.
Cifra octanic ă reprezint ă procentul de izo-octan, dintr-un amestec de izo-
octan si normal-heptan, amestec ce are acela și comportament in motorul standardizat
ca și benzina de analizat.

1.3.3 Tipul admisiei

Motoarele în patru timpi pot avea admisia normal ă (aspirație) sau for țată
(prin supraalimentare).
Supraalimentarea a ap ărut inițal ca metod ă de menținere a puterii
avioanelor la altitudini ridicate unde presiun ea aerului este scazuta.In zilele noastre
supraalimentarea este foar te des folosita datorit ă cereri de consumuri reduse și datorita
apariției tendin ței de downsizing
Motorul va fi proiectat in prima faz ă cu aspiratie naturala , urmand s ă fie
modificat dup ă ce se va stabili cres terea de putere oferit ă de supraalimentare.

6

1.3.4 Procedeul de ardere si coeficientul de exces de aer( λ)

Motoarele moderne pe benzin ă pentru a reduce emisiile poluante, pentru
a se utiliza reactoar e catalitice, lucreaz ă cu sisteme electroice pentru controlul injectiei
de combustibil, acestea pot fi de doua feluri:
-injectie indirect ă de combustibil;
-injectie directa de combustibil.
Motorul proiectat va func ționa cu injec ție indirect ă de combustibil și cu
un coeficient de exces de aer de 1.

1.3.5 Raportul de comprimare

Raportul de comprimare este raportu l dintre volumul total al unui cilindru
și volumul camerei de ardere.Odat ă cu cresterea raportului de comprimare se sporeste
economicitatea motorului cu ardere intern ă. Mărirea raportului de comprimare
conduce la m ărirea presiunii medii pe ciclu. Rapor tul de comprimare în schimb nu se
poate mări peste o anumit ă valoare deoarece conduce la apari ția detonației.
Evitarea fenomenului de detona ție se poate dace cu ajutorul senzorului de
detonație care in momentul in care sesizeaza vibratii nespeci fice ale motorului, scade
sau crește temperatura pe ciclu evacuând în anumite propor ții gazele arse din ciclul
anterior.
Pentru motorul proiectat s-a adoptat o valoare a raportului de comprimare
10.

1.4 Raportul dintre cursa pistonului ( S ) si alezajul cilindrului ( D )
Raportul ψ= S/D influenteaza mult performantele motorului, tendinta generala
in dezvoltarea motoarelor f iind de reducere a acestuia.
Un raport ψ scazut inseamna o cursa S si o r aza manivelei R= S/2 reduse, ceea
ce duce la o viteza medie a pistonului wp m coborata ( uzura scazuta, pierderi
gazodinamice la admisie si evacu ari mai mici ) si un factor de inertie Sn2 redus , deci
forte de inertie mai mici, car e permit cresterea turatiei.

7
Diametrul mare permite utilizarea unor s upape cu sectiune de curgere sporita,
favorizand umplerea , dar dete rmina cresterea fortei de presiune a gazelor datorita
maririi suprafetei active a pistonului.
Tinand seama de influentele aratate si de faptul ca la MAC regimul de presiuni
din cilindru este mai ridicat de cat la MAS , pe de o parte si , pe de alta parte , turatiile
sunt mai reduse, se explica de ce valoarea raportului ψ la motorul Diesel ( 1….1,5) este
mai mare ca la Otto ( 0,6….1,0 ). In cazul de fata s-a ales conform modelelor similiare
ψ= 0,9

1.5 Felul racirii motorului
Racirea motoarelor usoare se face cu lichid sau aer. Ra cirea cu lichid este mai
eficienta si instalatia necesita o putere mai mica de antren are ( randamentul mecanic al
motorului este mai ridicat ). Este insa ma i complicata constructiv si de intretinut (
trebuiesc luate masuri de buna etansare a sp atiilor prin care circula lichidul de racire ,
de completare periodica a acestuia, evita rea fierberii sa a inghetului acestuia).

1.6 Formula dinamica a motorului

1.6.1 Num ărul de cilindrii și dispunerea acestora.

Motoarele u șoare de trac țiune rutier ă sunt rar mono-cilindrice (MAS
motociclete, MAS și MAC cu utiliz ări staționare de putere mic ă).
Creșterea num ărului de cilindri “i” duce la un moment motor mai uniform și un
echilibraj mai bun, reducerea alezajului permite tura ții mai ridicate de și noua tendin ță
de downsizing presupune și reducerea numarului de cili ndrii, care duce la dezechilibre
ale motorului.
Uz ual, la categoria de motoare în cauz ă, se utilizeaz ă dispunerea
cilindrilor în linie vertical (i=2…6) care este cea mai simpl ă, sau în “V” care este mai
compactă (i=2…12, i-par).
La motorul proiectat s-a ales i=6 cilindrii în V, unghiul format de axele
cilindrilor fiind de 16 grade.Motorul c onstruit de firma VW a primit numele de

8
vr6.Cilindrii sunt in acelasi bloc motor fii nd decalati cu o marime mai mare decat in
cazul motorului in V normal.S-a ales aceast ă soluție constructiv ă deoarece s-a dorit
montarea acestui moto r pe masini cu trac țiune fața si cu un loc in compartimentul
motor cat mai redus.Deaseme nea avand o singura chiulas ă motorul este si mai
avantajos din punct de vedere al costului de fabrica ție fața de unul in V normal.

1.6.2 Tipul mecanismului biela manivela

S-a ales mecanismul de tip axat care este caracterizat de faptul ca for ța de
inerție a maselor cu mi șcare de transla ție aferent ă echipajului mobil al cilindrului Ft
nu cuprinde armonicile de or din impar mai mari ca 1.
Din punct de vedere c onstructiv s-a adoptat un mecanism cu biele scurte
pentru a reduce valoarea maxim ă a forței normale, care aplic ă pistonul pe cilindru.S-a
ales Λ=0.3 pentru a men ține reduse înal țimea motorului, masa bielei și solicitarea la
flambaj a corpului acesteia.

1.6.3 Particularitati constructive ale motorului

Piesa principala la motoarele racite cu li chid este blocul motor, care reprezinta
comasarea in aceeasi constructie a blocului cilindrilor si a carterului superior.
Avand forma complicata cu dimensiuni me dii, atat chiulase le cat si blocul
motor se realizeaza din aliaj de Aluminiu turnat. Cilindrii sunt realizati cu camasi din
fonta cenusie special aliata deci mai scumpa.
S-a ales solutia cu camasi umede presat e in bloc, transferul de caldura catre
lichidul de racire se face mai us or decat in cazul camasilor uscate.
Motorul cu cinci cilindri are came aeriene gemene si patru supape pe
cilindru.Unitatea de putere se bucur ă de flexibilitate excelente datorit ă unui colector

9
de admisie variabil ă controlat ă de un sistem de management electronic care
îmbunătățește, de asemenea reactiv.
Arborele cotit se sprijina pe 5 lagare pa liere, fiind montat suspendat in partea
inferioara a blocului. In acest mod, carterul in ferior care inchide blocul in partea de jos
nu este o piesa portanta si se poate executa cu pereti subtiri, reducand masa motorului.
O calitate aparte este sistemul de lubrifica tie cu ulei care este separat de carterul
motor deoarece la viteze superioare fortele gravitationale exercita forte asupra
uleiului, impedicand astfel pelicula de ulei sa urce pe cilindrii ; in consecinta s-a
montat o pompa de ulei separa ta de carterul motor, uleiul fiind introdus cu presiune
ridicata prin conducte.

1.7 Instala ții auxiliare si anexe

1.7.1 Mecanismul de distribu ție a gazelor

Mecanismul de distribu ție a gazelor cuprinde ca organ de comand ă un
arbore cu came montat în chiulas ă. Acesta este antrenat de c ătre arborele cotit prin
curea.
În aceastã situa ție în cazul plas ării arborelui cu came în chiulas ă sistemul
de împing ători este compus doar din tache ți.
Organele comandate sunt supapele, una de admisie și una de evacuare.
Deoarece galeria de evacuare se afla in spatele motorului iar galeria de
admisie în fa ța acestuia în chiulas ă traseele de admisie și respectiv evacuare sunt
diferite ca lungime și diametru.

1.7.2 Instala ția de ungere
Motoarele pentru autovehicule utilizeaz ă sistemul de ungere cu carter
umed și numai în cazuri speciale se utilizeaz ă sistemul de ungere cu carter uscat.
Instalația de ungere, în principiu, const ă din următoarele elemente:
rezervorul de ulei, pompa de ulei; conducte interne și externe, radiatorul de ulei;

10
elemente de siguran ță și control. Oglinda cilindrului și camele sunt unse prin
stropire cu jet și ceață de ulei.
În unele cazuri, pentru a men ține temperatura uleiului în anumite limite,
instalația de ungere este prev ăzută cu un radiator de ulei . Presiunea uleiului din
circuitul principal este controlat ă cu ajutorul unui manometru de ulei, iar nivelul
uleiului din baie se verific ă cu ajutorul unei tije pe care sunt trasate limita
maximă și minimă.
Instalația de ungere este prev ăzută cu supape de siguran ță pentru
prevenirea avariilor.
S- a ales pentru motorul de proiectat un sistem de ungere cu carter umed.

1.7.3 Instala ția de răcire

Instalația de răcire cu lichid (ap ă, antigel) este în circuit închis, for țat,
prevăzută cu termostat și vas de expansiune (nepresurizat ă).În afara r ăcirii
blocului motor și chiulaselor, asigur ă și răcirea uleiului de ungere într-un r ăcitor
multitubular.

2.Calculul Termic

Motoarele cu ardere in terna cu piston, transf orma energia chimica a
combustibilului in energie mecanica prin intermediul energiei termice. Energia
mecanica este cedata unui mecanism moto r care transforma miscarea rectilinie
alternativa a pistoanelor in misc are de rotatie a arborelui cotit.
Functionarea motorului cu ardere intern a este ciclica, fiecare ciclu este numit
ciclu motor este compus dintr-un numar de procese care se repeta periodic.
Schimbarea incarcaturii cuprinde studiul proceselor de golire a cilindrului de
gazele rezultate din ardere si umplerea ace stuia cu fluid proaspat. Pentru aceste
procese se mai utilizeaza si denumirile de " admisie " respectiv " evacuare ". Cand
admisia se face in mod natural, numai sub actiunea pistonului atunci se numeste

11
admisie normala spre deosebir e de procesul de umplere fortata , cand fluidul proaspat
este introdus sub presiune, procesul numi ndu-se admisie fortata sau supraalimentare.
Comprimarea este proces ul ce conduce la cresterea presiunii incarcaturii
proaspete in vederea aprinderii acesteia.
Aprinderea si arderea reprezinta to talitatea proceselor termodinamice care
conduc la transformarea incarcatur ii proaspete in gaze de ardere.
Destinderea cuprinde fenomenele care se produc dupa term inarea arderii, in
timpul carora se produce stabilizarea chim ica a gazelor rezultate din ardere si
reducearea presiunii si temperaturii acestora.
Pe baza datelor de proiectare ale moto rului se poate efectua calculul termic
pentru trasarea diagramelor p-V si p- α.
Pornind de la tema de proiect si de la pa rametrii calculati in capitolul anterior se
stabilesc urmatoarele caract eristici ale motorului :

– Tipul motorului : MAS

kW rpm

MPa

Putere 60
Turatie 4400
nr. Cilindri 3
Epsilon 10
Tip motor
MAS
Presiune alimentare 0.095

12

024681012
0 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500p [MPa]
Volumul [cm3]Presiunea (MPA)
024681012
0 90 180 270 360 450 540 630 720p [MPa]
alfa [oRAC]Presiunea (MPA)

13

2.1 Evaluarea Motorului
Rezultate ardere

Date initiale

Putere 60 kW
Turatie 4400 rpm
nr. Cilindri 3-
Epsilon 10 –
Tip motor
mas –
Presiune alimentare 0.095 MPa

Date alese

Putere litrica 51 kW/l
randament mecanic 0.82 –
raportul psi S/D 1.08 –
Presiunea de evacuare 0.107 Mpa
factor de rotunjire eta d 1 –
factor de rotunjire eta p 1 –
Temperatura dupa suflanta 280 K
Epsilon 10 –
Exponentul politropic de comprimare 1.37 –
Exponentul politropic de destindere 1.23 –

14
Grad de destindere prealabila (ro) 1 –
Exces de aer 1 –
Temperatura ambianta 293.1
5 K
Temperatura gaze arse 700 K

Rezultate diagrama indicata

pc 2.23 Mpa
Tc 656.3
8 K
lamdap 4.70 –
py 10.47 Mpa
Ty 2891.
03 K
ro 1.00 –
pz 10.47 Mpa
Tz 2891.
03 K
Pd 0.62 Mpa
Td 1702.
36 K

15
Randamente

Csi 93.95
Randamente indicat 0.47
efectiv 0.39
Consumuri kg/kWh indicat 0.17
efectiv 0.21
Consum orar kg/h 12.56

Presiuni medii
pmi 1.70 Mpa
pmi cor 1.70 Mpa
pme 1.39 Mpa

Dimensiuni
fundamentale

Cilindree 1.18 l
Alezaj 78 mm
Cursa 85 mm
numar de coturi 3 ––
Viteza medie a
pistonului 12.46666
7 m/s

2.2 Formule de calcul

Cilindreea motorului

SWp30⋅
n1 03−⋅:=
VsπD2
4S1⋅106−⋅ :=
DS1
ψ:=

16

Presiunea medie indicata:

Presiunile de admisie si de evacuare:

Presiunea la sfarsitul comprimarii :

Raportul de crestere a pr esiunii pe durata arderii:

Presiunea maxima a ciclului teoretic:

Presiunea maxima a ciclului real:

pipe
ηm:=
p'i1
ηdpiηppevpa−()⋅ + :=
pcpaεmc⋅ :=
λpε1−
εmcp'i
pa



⋅1
mc1−11
εmc1−−

⋅ +
ρ1−()ρ
md1−1ρ
εmd1−
−

+:=
pzλppc⋅ :=
pmaxpz0.75⋅ :=pzpz

17

Temperatura la sfarsitul comprimarii:

Energii
interne Aer Co Co2 H20 N2 o2 a 0.00 0.00 0.00330 0.00 0.00 0.00
b 21.73 21.83 38.62 24.50 21.37 23.05
c -898.82 -969.36 -6669.00 -820.11 -771.72 -1369.50
UTc 14009.3
5 14006.4
2 20102.32 17153.71 13900.8
1 14449.5
0
UgaTc 15139.0
0 7422.0985
59
Iz 46236.6
9 39557.191
8413165.692
11
Tz 2891.03

Termenii care exprima energiile intern e ale gazelor din cilindru la inceputul
arderii si la sfarsitul acesteia pot fi exprimati in functie de energiile interne
specifice :

U Co Co2 H20 N2 o2
98201 132564 106771 73544 78642
participatii 0.000 0.1310 7 0.130763187 0.73816667 0.000
produse 0 17375.19 13961. 72328 54287.54367 0
total 43440.82

18

3. Fortele din mecanismul motor

Fortele totale care actioneaza asupr a pieselor mecanismului motor se
determina prin insumarea fortei de presiune cu fortele de inertie. Intrucat forta de
presiune actioneaza in lungul axei cilindrul ui, ea se insumeaza algebric cu forta de
intertie a maselor in miscare de tr anslatie , producand o forta totala.
Aceasta forta totala se descompune intr-o componenta B care actioneaza
in lungul axei bielei si o componenta N, normala pe axa c ilindrului, care aplica
pistonul pe fata inte rioara a cilindrului.

1.002928038

Eroare 2.96% PRESIUNEA MEDIE
INDICATA
1.75 MPa

MOMENTUL MEDIU

54.501 Nm

PUTEREA
INDICATA/CIL
25.112 kW

PRESIUNEA MAX

10.47 MPa

PUTEREA TOTALA
INDICATA
75.337 kW

Nmax

2610 N

PUTEREA EFECTIVA
61.7761649

19

-20000-100000100002000030000400005000060000
0 90 180 270 360 450 540 630 720Forta [N]
Alfa [oRAC]Forte
Forta de presiune (N) Forta de inertie (N)
-1500-1000-500050010001500200025003000
-20000-1000001000020000300004000050000
0 90 180 270 360 450 540 630 720
N {N]K [N]
Alfa [oRAC]Forte
K (N)

20

Momentul motor este momentul de antrenare al arbor elui cotit creat de forta datorata
presiunii gazelor si fortelor de inertie. In cazul motoarelor mo nocilindrice in ipoteza
ca viteza unghiulara a arborelui cotit este c onstanta, momentul motor este produs de
forta tangentiala T. Variatia lui M este identica cu cea a lui T.
-300-200-1000100200300400500600
-20000-1000001000020000300004000050000
0 90 180 270 360 450 540 630 720
M [Nm]Z, T[N]
alfa [oRAC]Forte si momente
Z(N) T(N)
-200-1000100200300400500600
– 5 5 1 52 53 54 5Mrez [Nm]
Alfa [oRAC]Mrez
M

21

Diagrama polara a fusului maneton

Asupra fusului maneton actioneaza forta tangentiala T, forta radiala Z si
forta centrifuga de inertie Fcb a masei bielei aflate in miscare de rotatie.

Prim urmare , forta rezulta nta care actioneaza asupra fusului maneton va fi:
R= T+Z+Fcb

-60000-50000-40000-30000-20000-10000010000
-6000 -4000 -2000 0 2000 4000 6000 8000 10000 12000 14000 Z[N]
T [N]Diagrama polara

22

4.Calculul Boltului

Boltul are rolul de a articula pistonul cu biela. Boltul are forma cilindrica
tubulara si este montat in orificiile din umerii pistonului si din piciorul bielei. Pentru a
face posibila miscarea de osci latie a bielei se asigura func tionarea boltului fie cu joc in
umerii pistonului, fie cu joc in piciorul biel ei, fie in ambele locase ( bolt flotant ).
Boltul este incarcat cu forta de presi une a gazelor din cilindru si de forta
de inertie a pistonului cu se gmentii , pe care le transmit e bielei. Sub ac tiunea acestor
forte boltul este solicitat la incovoiere si fo rfecare in sectiunile transversale si la
ovalizare in sectiunea longitudinala; fortele preluate produc defo rmatia de incovoiere
in lungul axei boltului si ovaliz area lui perpendiculara pe axa.

Marimi
geometrice
D raport 78 mm
d 27.5 mm
χ 0.6 16.5 mm
b 0.4 32 mm
l 0.85 67 mm
j 1 mm
a 16.5 mm
S 85 mm
delta' 0.013
Propietati de material
Nume OLC45 Sigmar
500 MPa
pamax 50 MPa
pbmax 50 MPa
Sigma-1
250 MPa
Sigma
0 375 MPa
beta 1

23
eps
sigma 0.8
gama 1.1
tauad 120 MPa
E 2.10E+06
Date functionale pmax
10.47 MPa
masa piston
0.533 Kg
Turatia 4400 rpm
raport r/lb
0.26

4.1 Verificarea la forfecare

Sub actiunea fortei F boltul este solicita t la forfecare. Pentru verificare se
foloseste formula lui Juravski:

Presiunea de contact
F= 43876.06 N
Coeficient presiune
contact
pa= 48.35 MPa 1.03 (5.2)
pb= 49.86 MPa 1.00
Verificarea la incovoiere
Mmax= 318101.4 Nmm
χdi
de:=
τ0.85 F⋅1χ+χ2+ ()⋅
de21χ4−()⋅:=

24

Mmin= -25104.4 Nmm
W= 1777.1 mm3
Coeficient oboseala
σmax= 179.0 MPa 1.23 (5.4)
σmin= -14.1 MPa
Verificarea la forfecare
Coeficient forfecare
τmax 111.0 MPa 1.08 pag 311
Verificarea la deformatie
k= 1.380 admisibil coeficient
fb 19.538 zecimi 35.75 1.83

5. Calculul pistonului

Un piston este un organ de masina, care are o miscar e rectilinie alternative
intr-un cilindriu si care serveste la in chiderea unui spatiu de volum variabil al
cilindrului, umplut cu aer, amestec carburant sau cu un fluid sub presiune.Pistonul este
folosit pentru transformarea energiei intern e in lucru mecanic la masinile motoare.In
primul caz pistonul este actionat de enrgia interna ,iar in al do ilea el actioneaza asupra
aerului sau fluidului .
5.1 Rolul și condițiile funcționale ale pistonului

Pistonul asigur ă evoluțiile fluidului motor necesa re producerii de lucru
mecanic.La mi șcarea pistonului particip ă segmenții, organele de legatur ă biela- bol țul
.Pistonul și piesele care-l înso țesc în mișcare formeaz ă grupul piston.

25

Părțile componente ale pistonului sunt:capul, care vine în contact cu gazele din
cilindru; regiunea portsegmen ți, cuprinzând mai multe cana le circulare în care se
montează segmenții; mantaua care ghideaz ă pistonul in cilindru; loca șurile bolțului,
numite umerii pistonului.Distan ța de la capul pistonului la axa orificiilor din umeri se
numește înalțimea de comprimare.
5.2 Materiale pentru piston

Materialele utilizate în construc ția pistoanelor trebuie s ă îndeplineasc ă mai multe
cerințe:
1)rezisten ță mecanică înaltă, care să se conserve la temperatura de func ționare;
2)densitate coborât ă, pentru a dezvolta for țe de inerție moderate;
3)durabilitate ridicat ă și bune propriet ăți antifricțiune, în vederea limit ării uzurilor;
4) coeficient de dilatare sc ăzut;
5)conductivitate termic ă înaltă, pentru a asigura evacuarea c ăldurii;
6) cost redus, prelucrabilitate și rodare u șoare.

Proprietati de material
Nume MAHLE 244 Cilindru
densitate 2750 kg/m3
Coef dilatare 0.000021 "-" 1.10E-
05
conductivitate 130 K-1
Sigma r 140 MPa
Sigma c 80 MPa
E 80000
padm 0.8
tau adm 30
niu 0.33

26
Date functionale
pmax 10.47 MPa
Tcil 105 C
T0 25 C
Tpiston 300 C
Tcentru 350 C
Tmargine 250 C
Turatia 4400 rpm
masa pist 0.7354 kg
raport r/lb 0.28
Nmax 2790.84
Tmanta 200.00

5.3 Dimensionarea pistonului

Dimensionarea pistonului se face pe ba za datelor statistice, cu notatiile:
Lungimea pistonului (L): L=(0,8…1,5)D Inaltimea de compresie (Hc): Hc=(0,55…0,85)D
Lungimea mantalei pistonului (Lm) :
Lm=(0,5…1)D Grosimea capului pistonului ( δ) :
δ=(0,07…0,17)D
Inaltimea de la prim ul segment (H1) :
H1=(0,02…0,055)D Diametrul exterior al umerilo r boltului (du): Du=(1,3…1,6)d

27
Rezultate Piston
date geometrice
Dcap 77.57 mm
Dmanta 77.73 mm
L 66 mm
Hc 47 mm
Lm 43 mm
d 8 mm
H1 8 mm
H 3 mm
H2 3 mm
A 3 mm
B 10 mm
Aev 0 mm
delta 0.0468 mm
Gmanta 2 mm
d_gaura
ungere 3 mm
n_gauri 8
Cursa 85 mm
dumeri 38 mm
dbolt 27.5 mm

5.4 Verificarea pistonului

Capul pistonului este solicitat mecanic la marg ine si in centru , pe directive radial si
tangentiala.Efortul unitar maxim apare la margine pe directive radiala.

Directie radiala:

Pe directie tangentiala: σrmarσa< 20…30() M P a⋅ = σrmar σrmar3pmax⋅Di2
16 δ2⋅⋅ := pmax
σtmarμσrmar⋅:= σrmarσrmar

28

Solicitari mecanice in centru:
Tensiunea mecanica in cen tru are aceleasi valori pe ambele directii:

5.5 Verificarea regiunii port-sengmenti

Regiunea port-segmenti se verifica in zona sectiunii minime care este regiunea
efectuata in piston de canalul de ungere si care contine orific iile de evacuare a
uleiului.
Se verifica static la comprimare sub act iunea fortei maxime de presiune a gazelor
notata F c si la intindere sub actiunea fortei ma xime de inertie a partii din piston de
masa m p* corespunzatoare capului, regiunii port- segmenti, segmenti situata deasupra
sectiunii de calcul F i:

Rezultate
eforturi
Tip Pozitie Mecanic Termic SumaCoeficienti de
siguranta
radial centru 68.62 -97.32-
28.70 2.79
margine 103.19 -55.32 47.87 1.67
tangential centru 68.62 -97.32-
28.70 2.79
margine 34.05 28.68 62.73 1.28 σrc31 μ+() Pmax⋅Di2
32δ2⋅⋅ := μμ
σmec.centruσrc2σtc2+ :=σrcσrc

29
ߨ=ܿ.ܨ ∗ܦଶ
4∗=ݔܽ݉.݌ 50032 [ܰ]
ݏ݌.݉=݅.ܨ∗ܴ∗߱ଶ∗(1+Λ)= 8493[ܰ]

Regiunea port segmenti

omega 1345.42 Eforturi
Fc -50032 N 37.19 MPa 2.15
Fi 8493 N 6.31 MPa 12.67

Eforturi Fc=ିி஼
ఠ;Eforturi Fi=ி௜
ఠ

Presiunea maxima in manta
p.max=ே௠௔௫
୐୫∗ୈି୅ୣ୴= 0.94[MPa]
Presiunea maxima pe umerii pistonului
τ=0.5∗p.max∗Dଶ
(d.umeriଶ−d.boltଶ)
6. Proiectarea Bielei

6.1 Rolul și condițiile funcționale ale bielei

Biela este unul din organele de baza ale motoarel or cu piston cu miscare alternativa
de translatie.

30
Ea are rolul de a asi gura transmiterea eforturilor de la piston la arborele cotit si invers
si de a transforma miscarea alternativa de translatie a pi stonului in miscare continua
de rotatie .
In procesul de functionare biela executa o miscar e plana, pe timpul careia este supusa
unor incarcari variabile ca marime si sens,datorita fortei gazelor si a celor de inertie.
Datorita variatiei acestor fort e,solicitarea bielei are charact er de soc in unele momente
ale ciclului motor.

Componentele bielei sunt:
-piciorul ce serveste la articularea cu pistonul;
-capul, ce serve ște la articularea cu arborele;
-corpul,constituie zona central ă.

6.2 Materiale pentru biel ă

Cel mai frecvent, bielele se construiesc din o țeluri carbon de calitate sau
oțeluri aliate.Semifabricatul se elaboreaz ă prin deformare la cal d, de obicei dintr-o
bucată și este supus tratamentului de normalizara, c ălire și revenire.Capacul este
separat în timpul prelucrarii mecanice.
Pe carcas ă se aplică de obicei un strat antifri ctiune prin turnare de
precizie.El trebuie s ă posede un ansamblu de propriet ăți reclamate de condi țiile
specifice func ționarii:rezisten ță mecanică ridicată, pentru a suporta solicit ările la
compresiune, oboseal ă și șoc.

31
6.3 Alegerea dimensiunilor

Piciorul Bielei
coef val
db 27.5
deb 1.25 35 mm
hp 3.675 mm
hb 0.075 mm
rm 15.6625 mm
b 32 mm
Sm 0.004 mm

6.3.1 Dimensionarea piciorului bielei

Diametrul exterior al bol țului d.i=27.5[mm]
Diametrul exterior: d.e=1.25*d=35[mm]

32
6.3.2 Calculul piciorului bielei la intindere

݌.݉=ݐ.ܨ ∗ܵ∗ቀߨ∗݊
30ቁଶ
∗(1+Λ)/1000[ܰ]= 8493.469[ܰ]
Tensiunile unitare produse de for ța de întindere se determin ă în
următoarele ipoteze:
a) piciorul bielei reprezint ă o grindă curbă încastrată în zona de racordare a piciorului
cu corpul bielei;
b) forța de întindere este distribuit ă uniform pe jum ătatea superioar ă a piciorului.
În cazul în care unghiul de încastrare f î >90o, momentul încovoietor și
forța normală în secțiunea de încastrare determinate de for ța de întindere, au
următoarele expresii:
.ܨî=݌.݉ ∗ܵ∗ቀ ߨ∗݊
30ቁଶ
∗1+Λ
100[ܰ] = 8493.469 [ܰ]
Tensiunile unitare produse de for ța de întindere se determin ă în
următoarele ipoteze:
a) piciorul bielei reprezint ă o grindă curbă încastrată în zona de racordare a piciorului
cu corpul bielei;
b) forța de întindere este distribuit ă uniform pe jum ătatea superioar ă a piciorului.

33

În cazul în care unghiul de încastrare f î >90o, momentul încovoietor și
forța normală în secțiunea de încastrare determinate de for ța de întindere, au
următoarele expresii:
() ( ) MMN r F rîm î î m î î= + ⋅⋅ − − ⋅⋅⋅ −00 10 5cos , sin cosϕ ϕ ϕ
() NN Fî î î îî =⋅ +⋅ ⋅ −0 05 cos , sin cosϕϕ ϕ

Unde: -M o- momentul încovoietor în sec țiunea B-B determinat de for ța de
întindere;
– No- forța normală în secțiunea B-B determinat ă de forța de întindere.
Momentul încovoietor M o și forța normală No se determin ă cu
următoarele rela ții:
() MF rîm î 0 0 00033 0 0297 =⋅ ⋅ ⋅− ,, ϕ
() NFî î 0 0 572 0 0008 =⋅ − ⋅ ,, ϕ
În secțiunea de încastrare momentul încovoietor și forța normală solicită
atât piciorul bielei cât și bucșa sau bolțul presat, în aceste condi ții se utilizeaz ă un
coeficient de propor ționalitate care are expresia:
=݇భ
భశ೓.್
௛.௣∗ா௕
ܧ=0 . 9 9
Tensiunile în sec țiunea de încastrare A-A pentru fibra interioar ă
respectiv exterioar ă produse de for ța de întindere se calculeaz ă cu relațiile:
[N/mm^2]

()iî împ
pm pî
pMrh
hr hkNahσ=− ⋅ ⋅⋅−
⋅⋅−+⋅



⋅⋅26
21
[N/mm^2]

34
Calculul piciorului
Forta de intindere 8493.469 N 133029 0.000518
rm
Unghiul M0t N0t hp Mtfi Ntfi sigma e
t sigma I t
90 0.0 4246.7 3.7 0 4247 36 MPa 36 MPa
91 43.9 4239.9 3.7 -54 4246 35 MPa 37 MPa
92 87.8 4233.1 3.7 -92 4245 35 MPa 37 MPa
93 131.7 4226.4 3.7 -113 4242 34 MPa 37 MPa
94 175.6 4219.6 3.7 -118 4238 34 MPa 37 MPa
95 219.5 4212.8 3.7 -106 4234 34 MPa 37 MPa
96 263.4 4206.0 3.7 -78 4228 35 MPa 37 MPa
97 307.3 4199.2 3.7 -33 4221 35 MPa 36 MPa
98 351.2 4192.4 3.7 29 4213 36 MPa 35 MPa
99 395.1 4185.6 3.7 106 4204 37 MPa 34 MPa
100 439.0 4178.8 3.7 200 4194 38 MPa 32 MPa
101 482.9 4172.0 3.7 311 4183 39 MPa 30 MPa
102 526.8 4165.2 3.7 438 4171 41 MPa 28 MPa
103 570.7 4158.4 3.7 581 4158 42 MPa 26 MPa
104 614.6 4151.6 3.7 740 4144 44 MPa 23 MPa
105 658.5 4144.8 3.8 915 4128 45 MPa 21 MPa
106 702.4 4138.0 3.8 1107 4112 47 MPa 18 MPa
107 746.3 4131.2 3.8 1315 4095 48 MPa 15 MPa
108 790.2 4124.4 3.9 1538 4077 50 MPa 12 MPa
109 834.1 4117.6 4.0 1778 4057 51 MPa 8 MPa
110 878.0 4110.8 4.0 2033 4037 52 MPa 5 MPa
111 921.9 4104.0 4.1 2304 4016 54 MPa 2 MPa
112 965.8 4097.2 4.2 2591 3994 54 MPa -1 MPa
113 1009.7 4090.5 4.3 2893 3970 55 MPa -4 MPa
114 1053.6 4083.7 4.4 3211 3946 56 MPa -6 MPa
115 1097.5 4076.9 4.6 3544 3921 56 MPa -9 MPa
116 1141.4 4070.1 4.7 3893 3894 56 MPa -11 MPa
117 1185.3 4063.3 4.9 4257 3867 55 MPa -13 MPa
118 1229.2 4056.5 5.0 4636 3839 55 MPa -15 MPa
119 1273.1 4049.7 5.2 5030 3810 54 MPa -17 MPa
120 1317.0 4042.9 5.4 5439 3780 53 MPa -18 MPa
121 1360.9 4036.1 5.7 5863 3749 51 MPa -19 MPa
122 1404.8 4029.3 5.9 6302 3717 50 MPa -20 MPa
123 1448.7 4022.5 6.2 6755 3684 48 MPa -20 MPa
124 1492.6 4015.7 6.5 7222 3650 46 MPa -21 MPa
125 1536.5 4008.9 6.8 7704 3615 44 MPa -21 MPa
126 1580.4 4002.1 7.1 8200 3579 42 MPa -21 MPa
127 1624.3 3995.3 7.5 8711 3543 40 MPa -20 MPa
128 1668.2 3988.5 7.9 9235 3505 38 MPa -20 MPa
129 1712.1 3981.7 8.4 9773 3467 35 MPa -20 MPa
130 1756.0 3974.9 8.9 10324 3428 33 MPa -19 MPa

35
6.3.3 Calculul piciorului bielei la compresiune

Forța de compresiune are valoarea maxim ă când presiunea din cilindru
are valoarea maxim ă:
() FDp mrc g p =⋅⋅− ⋅ ⋅ ⋅ +πωλ2
2
41
max[N]
Calculul tensiunilor produse în pi ciorul bielei de solicitarea de
compresiune se efectueaz ă în următoarele ipoteze:
a) piciorul bielei se consider ă o grindă curbă încastrată în zona de racordare cu
corpul bielei;
b) forța de compresiune este distribuit ă sinusoidal pe jum ătatea inferioar ă a
piciorului.
Momentul încovoietor și forța normală în secțiunea de încastrare A-A,
determinate de for ța de compresiune pot fi calculate cu rela țiile:
() MM N r F rcm c c mc
cc =′+′⋅⋅− − ⋅⋅ −⋅ −⋅

 00 121cossinsin cos ϕϕϕ
πϕπϕ

36

NN Fcc cc
cc =′⋅+ ⋅ − ⋅ − ⋅

 021cossinsin cos ϕϕϕ
πϕπϕ

Valorile tensiunilor în sec țiunea de încastrare determinate de for ța de
compresiune se calculeaz ă cu următoarele expresii:
a) pentru fibra interioar ă:
()ic cmp
pm pc
pMrh
hr hkNahσ=−⋅ ⋅⋅−
⋅⋅−+⋅



⋅⋅26
21
[N/mm2]

b) pentru fibra exterioar ă:
()ec cmp
pm pc
pMrh
hr hkNahσ=⋅ ⋅⋅+
⋅⋅++⋅



⋅⋅26
21
[N/mm2]

Fc Fc/1000 Fc*rm/1000 rm
Comprimare 41538.45 41.53845 650.5959655 15.6625
Unghiul M0c N0c hp Mcfi Ncfi sigma e
C sigma I
C
90 0.000 0.0 3.7 0 0 0 MPa 0 MPa
91 -1.952 0.4 3.7 4 0 0 MPa 0 MPa
92 -3.904 0.8 3.7 7 0 0 MPa 0 MPa
93 -5.855 1.2 3.7 5 1 0 MPa 0 MPa
94 -7.807 1.7 3.7 -3 1 0 MPa 0 MPa
95 -9.759 2.1 3.7 -20 3 0 MPa 0 MPa
96 -11.711 2.5 3.7 -48 5 -1 MPa 1 MPa
97 -13.663 2.9 3.7 -88 8 -1 MPa 1 MPa
98 -15.614 3.3 3.7 -144 12 -2 MPa 2 MPa

37
99 -17.566 3.7 3.7 -217 16 -3 MPa 3 MPa
100 -19.518 4.2 3.7 -309 23 -4 MPa 5 MPa
101 -28.6 7.5 3.7 -376 30 -5 MPa 6 MPa
102 -37.7 10.8 3.7 -465 38 -6 MPa 7 MPa
103 -46.8 14.1 3.7 -578 48 -7 MPa 9 MPa
104 -56.0 17.4 3.7 -718 60 -8 MPa 11 MPa
105 -65.1 20.8 3.8 -886 73 -10 MPa 13 MPa
106 -84.6 24.1 3.8 -1095 89 -12 MPa 16 MPa
107 -104.1 27.4 3.8 -1336 106 -15 MPa 19 MPa
108 -123.6 30.7 3.9 -1613 126 -17 MPa 23 MPa
109 -143.1 34.1 4.0 -1926 148 -20 MPa 26 MPa
110 -162.6 37.4 4.0 -2277 172 -23 MPa 30 MPa
111 -208.2 44.9 4.1 -2607.1 198 -25 MPa 33 MPa
112 -253.7 52.3 4.2 -2977.5 226 -27 MPa 36 MPa
113 -299.3 59.8 4.3 -3390.2 257 -29 MPa 39 MPa
114 -344.8 67.3 4.4 -3847.2 291 -32 MPa 43 MPa
115 -390.4 74.8 4.6 -4350.4 328 -34 MPa 46 MPa
116 -455.4 84.7 4.7 -4865.0 366 -35 MPa 48 MPa
117 -520.5 94.7 4.9 -5428.3 408 -37 MPa 51 MPa
118 -585.5 104.7 5.0 -6042.1 453 -38 MPa 53 MPa
119 -650.6 114.6 5.2 -6708.1 501 -39 MPa 55 MPa
120 -715.7 124.6 5.4 -7428.1 553 -39 MPa 57 MPa
121 -806.7 149.5 5.7 -7875.0 601 -38 MPa 56 MPa
122 -897.8 174.5 5.9 -8372 652 -37 MPa 55 MPa
123 -988.9 199.4 6.2 -8922 706 -36 MPa 55 MPa
124 -1080.0 224.3 6.5 -9525 764 -34 MPa 54 MPa
125 -1171.1 249.2 6.8 -10184 825 -33 MPa 53 MPa
126 -1327.2 270.0 7.1 -11069 892 -32 MPa 53 MPa
127 -1483.4 290.8 7.5 -12015 963 -31 MPa 52 MPa
128 -1639.5 311.5 7.9 -13022 1038 -30 MPa 52 MPa
129 -1795.6 332.3 8.4 -14094 1117 -28 MPa 51 MPa
130 -1951.8 353.1 8.9 -15230 1201 -27 MPa 50 MPa

6.4 Calculul corpului bielei

38
Corpul bielei se calculeaz ă la oboseal ă fiind supus la:
-întindere de for ța de inerție maxim ă a maselor aflate în mi șcare de transla ție;
-la compresiune de rezultanta dintre for ța maximă a gazelor și forța de inerție.
Secțiunea de calcul a corpului bielei depi nde de forma acestuia. în cazul unei sec țiuni
transversale constante sau u șor variabile pe lungime, sec țiunea de calcul se alege la
mijlocul lungimii bielei .
Dimensiuni corp
deb= 35 mm
latime cap 32 mm
db= 27.5 mm
picior
Hp= 0.5 18 mm
B= 0.75 13.5 mm
a= 0.167 3.5 mm
h= 0.666 11 mm
e= 0.583 10 mm
cap
Hc 0.80 28 mm
B= 0.75 21 mm
a= 0.167 5.0 mm
h= 0.666 18.0 mm
e= 0.583 16 mm
lung.axe 151.78571 mm
lung
flambaj 114.28571 mm
Date motor mgp= 0.533 kg
densitate= 0.0000078 kg/mm3
C= 0.0002
date oboseala
beta
1
epsilon 0.8
gama 0.9
psi 0.18

39
() () Fmm rîb p=+ ⋅ ⋅+121ωλ[N]
Dacă calculul se realizeaz ă în secțiunea minim ă atunci for ța care solicit ă
corpul bielei la întindere este:
() Fm rîp=− ⋅ ⋅ + ωλ21[N]
Tensiunile la întindere sunt:
îîF
Aσ=[N/mm2]
unde: A- aria secțiunii de calcul a corpului bielei.
Corpul bielei este supus la compresiune de c ătre forța determinat ă cu
relația:
() () FDpm m rcg b p=⋅⋅− + ⋅ ⋅+πωλ2
12
41
max [N]
Tensiunea de compresiune este dat ă de relația:
ccF
Aσ= [N/mm2]
iar cele de flambaj vor fi:
a) în planul de oscila ție
σσ
πfe
xcEl
IF
0 22
=⋅⋅⋅[N/mm2]
b) în planul de încastrare:
σσ
πfe
yctEl
IF =⋅⋅⋅212
[N/mm2]
unde: e- limita de elasticitate;
Ix, Iy- momentele de iner ție în planul de oscila ție, respectiv în planul de
încastrare;
l – lungimea barei cu capetele articulate;
l1- lungimea barei cu capetele încastrate.

40
zona picior zona medie
tractiune -3462.671 N -3141.53 tractiune
mpm 0.25 kg
Sigmat= -21.0 MPa -12.9281 r*om^2 9023.01
Integ= 514804.74
F1 2836.47 N
Aria picior 164.5 mm^2 243 F2 66.84 N
Ft -6365.97 N
Sigmat -35.02 MPa
Comprimare F 46569.25 N 49700.39 F= 43665.94 N Dimensiuni Dimensiuni B= 13.5 10 B= 17.25 mm
a= 3.5 2.5 a= 4.25 mm
h= 11 8 h= 14.5 mm
e= 10 7.5 e= 13 mm
Iz
77623 mm4 21650 Iz 206578 mm4
Iy 1475 mm4 427.0833 Iy 3729 mm4
K0 1.010 1.045105
Kc 1.032
sigma0 285.9 MPa 213.7536 sigmac 247.8 MPa
sigma v 153.49 MPa 113.3409 sigma v 141.42 MPa
Sigma med 132.44 MPa 100.4127 Sigma med 106.41 MPa
ccap 1.24 ccorp 1.36

6.5 Calculul capului bielei

Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile
fusului maneton.
Capul bielei se racordeaz ă cu raze mari la corpul bielei ceea ce face
neînsemnat ă solicitarea de compresiune a acestuia.

41
Solicitarea de întindere se transmite numai capacului și este determinat ă
de forța de inerție a pieselor aflate în mi șcare de transla ție și de forța centrifug ă a
masei bielei care efectueaz ă mișcarea de rota ție mai puțin masa capacului bielei.
ݎݐ.݉(=ܿ݅ܨ ∗(1+)ߣ∗ݎݐ.݉−)ܿܽ݌ܽܿ.݉ ∗ݎ∗ఠమ
ଵ଴଴଴ [N]
Calculul tensiunilor se realizeaz ă admițând următoarele ipoteze:
a) Capul bielei este o bar ă curbă continuă;
b) Secțiunea cea mai solicitat ă este secțiunea de încastrare A-A ;
c) Capacul bilei are sec țiunea constant ă cu un diametru mediu egal cu distan ța
dintre axele șuruburilor;
d) Forța de întindere este distribuit ă pe jumătatea inferioar ă a capacului dup ă o
lege sinusoidal ă ;
e) Cuzinetul se deformeaz ă împreună cu capacul și preia o parte din tensiuni
proporțională cu momentul de iner ție al secțiunii transversale.
=ߪ൬ ݉݇ ∗ܯ0
ܹܿ൰+൬݉݇∗ܰ0
ܿܣ൰[ܰ
݉݉ଶ]

Alezaj 78 mm
dm 32 mm
lm 32 mm
hcu 1 mm
a 31 mm
b 4 mm
lc 46 mm
fic 110 grade
dce 40 mm
latime
biela 31 mm grosime
cap 3 mm

42
Calcul fortelor si momentelor
masele
masa piston 0.7354 kg
masa biela 1.02 kg
masa rotatie 1.01 kg
masa trans 0.736 kg
mcapac 0.11 kg
r 42.5 mm
omega 460.8 s-1
r/lb= 0.28
Fic= 16667.9 N
M0 11232.5 Nmm
N0 7700.6 N
Wc= 82.66666667 mm3
Ac= 124 mm2
Km 0.56
Kn 0.75
sigmaic 123.0 MPa
c_comp= 3.98
Deformatia capului
E= 210000fc=
0.06 mm
coef
def adm 0.003 0.096 mm
def rel 1.71

43
Picior Corp Capul bielei
Date geometrice Date geometrice Date geometrice

db 27.5 m
m Zona de racordare la
picior dm 32 m
m
deb 35 m
m lm 32 m
m
hp 3.675 m
m Hp= 18 m
m hcu 1 m
m
hb 0.075 m
m a 31 m
m
dpi 31.32
5 m
m B= 13.5 m
m b 4 m
m
b 32 m
m a= 3.5 m
m lc 46 m
m
Sm 0.004 m
m h= 11 m
m fic 110 gra
de
e= 10 m
m dce 40 m
m
Racordare picior
la corp latime
biela 31 m
m
Zona de racordare la
cap
unghi
inceput 100 m
m
raza ext 17.5 m
m Hc 28 m
m Efortul din capul
bielei
raza int 13.82
5 m
m
raza
racordare 60 m
m B= 21 m
m sigmaic 123.
01 MP
a
a= 5 m
m c_comp= 3.98 –
h= 18 m
m deformati
a 1.71
Eforturi in piciorul
bielei e= 16 m
m
Suruburile
pf= 0.23 MP
a Lungime
intre axe 151.785
7143 m
m
sigma p
ext 0.98 MP
a Lungime
flambaj 114.285
7143 m
m

44
sigma p
int 0.75 Mp
a Material
surub
Unghi 118.0
0 gra
de Calculul de eforturi Sigma
curg. 1000
.00 Mp
a
comprima
re –
38.76 MP
a Filet M= 8.00m
m
Intindere 53.70 MP
a Zona capului Numar
surub 2.00
amplitudi
ne 46.23 MP
a
medie 7.47 MP
a sigma v 153.49 M
pa Coef. Sig 1.70 –
Pozitie fibra
ext Sigma
med 132.44 M
pa

coef sig 4.48
ccap 1.24 –
sageata
maxima 0.000
184 m
m
Zona mediana
sigma v 141.42 M
Pa
Sigma
med 106.41 M
Pa

ccorp 1.36 –

7. Calculul arborelui cotit

Arborele cotit este organul care asigur a impreuna cu biela transformarea
miscarii de translatie a pistonului intr-o miscare de rotatie, ceruta de utilizarea
motorului.
Arborele cotit este dimensionat pe baza datelor constructive. La
motoarele policilindrice arbor ele cotit insumeaza lucrul mecanic produs de fiecare
cilindru si il transmite utilajului.

45
Dintre toate organele motorului, arborele cotit suporta cele mai mari
solicitari. Sub actiunea fortelor de presiune a gazelor si a fortelor de inertie, in
elementele arborelui cotit apar solicitari de intindere, compresiune,incovoiere si
rasucire.

Fortele variabile produc fenomenul de oboseala, periculos indeosebi la
trecerea de la brat la fus deoarece trecer ea reprezinta inevitabil un concentrator de
eforturi. Solicitarea la eforturi si vibratii torsionale este de as emenea periculoasa.

Functionarea arborelui la rezonanta pr oduce adesea ruperi caracteristice.
Vibratiile torsionale ale arborelui cotit pr oduc perturbatii si in functionarea altor
organe ale motorului. Ele se transmit meca nismului de distributie, ceea ce amplifica
zgomotul, produc ruperea arcu rilor de la supape si modi fica fazele de distributie.

Rezistenta la uzura este conditio nata de calitatea unge rii in lagarele
palier si maneton, infulentata direct de rugoz itatea si duritatea supraf etelor de frecare a
fusurilor, precum si de forta care incarca lagarul. Asupra acestui ultim factor se poate
interveni prin echilibrarea cel putin partiala a fortelor de inertie al e maselor in miscare
de rotatie, contragreutatile pentru echilibraj majoreaza ma sa arborelui si frecventa
propie scade.

Uleiul necesar ungerii se introduce su b presiune pe lagarele palier, de
unde prin canalele practicate in arbore ajunge pe suprafat a de frecare a fusurilor.

Arborele cotit reprezinta o singura piesa, elementele sale apartin aceleiasi
bucati de material, iar semifa bricatul se obtine prin turn are din turnare , din fonta
cenusie cu grafit nodular. Tehnologia turnarii se adapteaza mai bine formei complicate
a arborelui, iar consumul de ma terial este mai redus. Rezisten ta la uzura creste datorita
grafitului.

Pentru ameliorarea dezavantajelor , executia cuprinde etape cu rol de
corectie: calire urmata de revenire pe majorarea durita tii suprafetelor, tratamente
termochimice.

46
Dimensiunile arborelui cotit
Dimensiuni coturi
Dimensiuni coturi Cot 1 Cot 2 Cot 3 Cot 4
l 86 mm 86 mm 86 mm
dp 32 mm 32 mm 32 mm 32 mm
lp 29 mm 29 mm 29 mm 39 mm
dpi
dm 32 mm 32 mm 32 mm 32 mm
lm 32 mm 32 mm 32 mm
dmi
grosime brat 12.5 12.5 12.5 0
latime brat 39 mm 39 mm 39 mm
ro 10 10 10 10

Verificarea la incalzire
Pentru a se preveni expulzar ea peliculei dintre fusuri și cuzineți trebuie s ă
le limiteze presiunea maxim ă pe fusuri.
Presiunea specific ă convențională maximă pe fusurile manetoane și
paliere se calculeaz ă cu relațiile:

݉ܨ=݉.ݔܽ݉݌
݉.݀∗݉.݈
݌ܨ=ݎ݈݁݅ܽ݌.ݔܽ݉݌
݌.݀∗݌.݈

47
Unde: Fm,Fp sunt for țele maxime care încarc ă fusurile manetoane și respectiv
paliere, valorile lor determinân du-se din diagramele polare desf ășurate.
Presiunea specific ă medie conven țională pe fusurile manetoane și palire
se determin ă cu relațiile:
݉.݉ܨ=݉.݀݁݉݌
݉.݀∗݉.݈
݉.݌ܨ=݌.݀݁݉݌
݌.݀∗݉.݈
Unde Fm.m și Fp.m reprezint ă mediile aritmetice ale valorilor for țelor
care încarc ă fusurile manetoane și paliere.

Verificarea fusului la înc ălzire se efectueaz ă inițial pe baza unui calcul
simplificat și aceasta se refer ă la determinarea valorii coeficientului de uzur ă.
=݉݇ ඨ݉.݀݁݉݌∗(ߨ∗݉.݀∗݊
60)ଷ
=݌݇ ඨ݌.݀݁݉݌∗(ߨ∗݌.݀∗݊
60)ଷ

48
F d l pf F mediu pf mediu kf coef. pres coef. Kf
maneton 36245.93 32.00 32.00 35.40 9433.87 9.21 60.76 1.55 4.61
1 13410.79 32.00 29.00 14.45 8100.85 8.73 59.14 3.81 4.73
2 20169.91 32.00 29.00 21.73 16229.53 17.49 83.71 2.53 3.34
3 19972.11 32.00 29.00 21.52 8912.71 9.60 62.03 2.56 4.51
4 14343.10 32.00 39.00 11.49 7229.80 5.79 48.18 4.79 5.81

Verificarea la oboseala a palierelor
Calculul arborelui cotit ca o grindã static nedeterminatã implicã
dificultãți. De aceea calculu l impune adoptarea unei scheme simplificate de încãrcare
și deformare care considerã arborele cotit ca o grindã discontinuã alcãtuitã dintr-un
numãr de pãrți egal cu numãrul coturilor. Calculul se efect ueazã pentru fiecare cot în
parte în urmãtoarele ipoteze simplificatoare:
a) fiecare cot reprezintã o grindã simplu rezematã pe douã reazeme ;
b) reazemele sunt rigide și coaxiale;
c) momentele încovoietoare în reazeme se neglijeazã;
d) fiecare cot lucreazã în condițiile amplit udinilor maxime ale momentelor de
încovoiere și de torsiune și a forțelor variabile ca semn;
e) în reazemul din stânga cotului acționeazã un moment de torsiune Mpj egal cu
suma momentelor coturilor care preced cotul de calc ul, iar la reazemul din
dreapta acționeazã momentul Mp(j-1) .
Însumarea momentelor de torsiune trebuie s ă țină seama de ordinea de
aprindere, iar valoara momentului de torsiune pe fiecare fus se determin ă tabelar.
݅.ݎ݈݁݅ܽ݌ ݊݅݀ݔܽ݉.ܯ=ݔܽ݉.݌ܯ ∗1000
݅.ݎ݈݁݅ܽ݌ ݊݅݀݊݅݉.ܯ=݊݅݉.݌ܯ ∗1000
݅.ݎ݈݁݅ܽ݌ ݊݅݀ݔܽ݉.ܯ=ݔܽ݉݌.߬
݌ܹ
݅.ݎ݈݁݅ܽ݌ ݊݅݀݊݅݉.ܯ=݊݅݉݌.߬
݌ܹ
ߨ=݌ܹ ∗݌݀ଷ
16∗(1−()݌݀/݅݌݀ସ

49
Coeficientul de siguran ță se calculeaz ă cu relația:
p
k
ppC
am=
⋅⋅+⋅−1τ
β
γετ ψττ
ττ

Mmax Mmin Wp tau max tau min tauv tau m ctau

Cot 2 495555.92 -183271.52 6433.98 77.02 -28.48 52.75 24.27 8.07
Cot 3 591598.60 -276805.48 6433.98 91.95 -43.02 67.49 24.46 6.68
Cot 4 482488.65 -159918.93 6433.98 74.99 -24.86 49.92 25.07 8.33

7.1 Verificarea la oboseala a ultimului fus palier

Fusul palier este solicitat la torsiune si incovoiere dupa un ciclu asimetric. In
verificarea la oboseala intervin valo rile maxime si minime ale momentului moto r.
Modulul de rezistenta polar al sec tiunii transversale al manetonului:

Eforturile unitare maxim si minim in ultimul palier:

Amplitudinea si valoarea medie a ef orturilor in fiecare palier sunt

wpLπdL3
16:=dL
τmaxMRma x
wpL:=MRma xMRma x
τminMRmin
wpL:=MRmin
τLvτmaxτmin−
2:=τmax
τLmτmaxτmin+
2:=τmax

50

Verificarea fusurilor ma neton la incovoiere

Fusul maneton este solicitat la încovoiere și torsiune. Calculul se
efectueaz ă pentru un cot care se sprijin ă pe două reazeme și este încărcat cu for țe
concentrate .Deoarece sec țiunea momentelor maxime ale acestor solicit ări nu coincide
în timp, coeficientul de siguran ță se determin ă separat pentru încovoiere și torsiune și
apoi coeficientul global de siguran ță.
Reacțiunile în reazeme se determin ă din condi țiile de echilibru ale
forțelor și momentelor. Este convenabil ca for țele ce acționează asupra fusului s ă se
descompun ă după două direcții: una în planul cotului, cealalt ă tangențială la fusul
maneton.
max minmax min; σσ ==i
mi
mM
W M
W

Coeficientul de siguran ță pentru solicitarea de încovoiere este dat ă de
relația:
σψ σεγβσ
σ
σσσ
σ
m ak1
+ = C

51

Mfi max Mfi min W sigma
max Sigma
min Sigma
v Sigma
m Csigm
a
Cot
1 343856.5
5 –
300387.67 3216.9
9 106.89 -93.38 100.13 6.76 5.39
Cot
2 830274.7
5 –
767055.97 3216.9
9 258.09 -238.44 248.26 9.83 2.18
Cot
3 714932.5
6 –
289634.85 3216.9
9 222.24 -90.03 156.13 66.10 3.31

7.2 Verificarea fusului maneton la torsiune:

Modulul de rezistenta polar pentru gaura excentrica a fusului maneton:

wpMμπ
16⋅dM3⋅ 1dMi
dM



3
−

⋅ :=μμμ
τmaxMτmax
wpM:=
wpM
τminMτmin
wpM:=
wpM
τvτmaxτmin−
2:=τmax
τmτmaxτmin+
2:=τmax

52

Verificarea fusurilor maneton la torsiune

Mrmax Mrmin Wp sigma max Sigma min Sigmav Sigmam Csigm a
Cot 1 483573.17 -569958.78 6433.98 75.16 -88.59 81.87 6.71 6.58
Cot 2 1091130.91 -735819.66 6433.98 169.59 -114.36 141.98 27.61 3.74
Cot 3 591598.60 -276805.48 6433.98 91.95 -43.02 67.49 24.46 7.70
Cot 4 482488.65 -159918.93 6433.98 74.99 -24.86 49.92 25.07 10.24

7.3 Verificarea fusurilor maneton la incovoiere in sectiunea de
racordare

Verificarea fusurilor maneton la inco voiere in sectiunea de racordare

Mfi
max Mfi
min W sigma
max Sigma
min Sig
mav Sigm
am Csig
ma Csu
ma
Cot
1 16826
9.23 –
155452
.35 3216
.99 52.31 -48.32 50.3
1 1.99 10.7
6 5.61
Cot
2 36894
6.16 –
381754
.58 3216
.99 114.69 -118.67116.
68 -1.99 4.67 2.92
Cot
3 37706
6.20 –
146609
.94 3216
.99 117.21 -45.57 81.3
9 35.82 6.33 4.89

53
7.4 Verificarea bratelor la torsiune

Verificarea bratelor la torsiune
Mr max Mr max W tam
max tau
min tauv taumCta
u
Cot
1 236097.4
9 –
278273.99 6093.7
5 38.74 -45.6742.2
0 -3.4614.5
6
Cot
2 348041.4
5 –
340621.50 6093.7
5 57.11 -55.9056.5
1 0.61 10.1
1
Cot
3 219080.7
1 –
378466.47 6093.7
5 35.95 -62.1149.0
3 –
13.0
8 14.7
7
Cot
4 2865763.
18 –
3207965.0
9

7.5 Verificarea bratelor la incovoiere

Verificarea bratelor la incovoiere

sigma
max Sigma
min Sigma
v Sigma
m Csigm
a csum
a
Cot
1 182.32 -168.43 175.37 6.94 3.09 3.02
Cot
2 399.74 -413.62 406.68 -6.94 1.34 1.33
Cot
3 408.54 -158.85 283.69 124.85 1.82 1.80

54
Urmatoarea etapa consta in constr uirea modelului motorului BMW in 3
cilindrii,varianta aspirata in programul de calcul AMESIM

8. AMESIM

Ce este AMESim ?
AMESim este un program de modelare matematic ă destinat studiului proceselor
dinamice complexe.
Deși pe piața specific ă acestor tipuri de aplica ții există o ofertă numeroas ă de aplica ții
destinate realiz ării de modele matematice destinate studiului comport ării dinamice a
sistemelor,AMESim se remarc ă prin capacitatea de a integra solu ții din diverse
domenii inginere ști.

Pot fi tratate, astfel, sistem e ce au în cadrul lor subsis teme electrice, electronice,
hidraulice,
pneumatice, etc. În contextul dezvolt ării de solu ții de modelare dinamic ă, firma
LMS‐IMAGINE din Fran ța s‐a remarcat prin oferirea de solu ții robuste de modelare,
soluții validate prin studii
experimentale, modelele acesto ra fiind utilizate de firme de renume pentru proiectarea
și optimizarea produselor din domeni ul ingineresc oferite de ace știa.

Din punct de vedere tehnic, AMESIM poate oferi un medi u complex de simulare a
comportamentului dinamic al unei game variate de aplica ții. Acesta este de un real
folos atât

55
inginerului, cercet ătorului dar și studentului prin posibilita tea de a avea o privire de
ansamblu a unui sistem, prin posibilitat ea de a modifica datele structurale ale
modelelor și de a analiza efectul produs de acestea.
AMESim face parte clasa programelor ce analizeaz ă modelele din inginerie și se
încadreaz ă în
domeniul ingineriei mecatronice, aceasta fiind o disciplin ă tehnică aflată la
interferen ța dintre
electronic ă, mecanic ă și informatic ă.
Acest software î nglobează o suită de instrumente folosite pentru a modela, analiza și
prezice performan țele sistemelor analizate.
Modelele sunt descrise folosind ecua țiile neliniare analitice, dependen țe de timp care
prezintă
comportamentul sistemelor ce sunt supuse încerc ărilor, sisteme variate mecanice,
termodinamice, electrice, hidraulice.
Pentru crearea unui model de simulare se utilizeaz ă o sumedenie de libr ării, ce con țin
componente
predefinite ale diferitelor modele fizice.
Modelul este format din subansamble acestea fiind oblig atoriu interconecate, fiecare
având porturi de intrare și ieșire. Cauzalitatea este pus ă în aplicare prin legarea
ieșirilor unui subansamblu la intr ările altuia.

Toate libr ăriile programului AMESim sunt scrise în limbaj C++, pentru a sprijini
Modelica, care esteun sistem de ecua ții orientat pe modelarea sistemelor fizice
complexe,
și a femomenelor ce au loc îninteriorul acestor sisteme, de naruta mecanic ă,
termodinamic ă, electrică, hidraulice etc.
Librăriile acetui program sunt :

– Control : generatare de semnal, bucle de comenzi, semnale și control pentru motoare

– Mecanică
– Electrică

– Motoare cu ardere intern ă
– Termodinamic ă

56
Utilizarea unui program de acest tip în cadrul unui sistem universitar de înv ățare oferă
studentului o flexibilitate sporit ă în procesul de asimilare a informa țiilor în general
complexe și cu un grad sporit de dificultate din domeniul ingineresc.

8.1 Rolul fiecarui element :

– Traseul de admisie al aerului :

Introduce in model o valoare a presiunii si o valoare a temperaturii. ( in cazul nostru
introducem o valoare constanta)
Ieșirile acestui submodel sunt presiunea (bar), temperatura sursei (K) și fracțiunea de
masă a fiecăruia dintre cele 3 gaze.

In acest model avem reprezentat simbolul specific unei tevi cu inertie ce conduce
aerul spre colectorul de admisi e. (fara schimb de caldura)

In acest model avem reprezentata clapeta obturatoare,ce are o ac tiune ce variaza in
functie de dorinta utilizatorului. In acest caz o vom folosii la o valoare constanta
reprezentata prin simbolul :

57

In acest model avem reprezentata masa de aer specifica ce intr a in motor. Acest
submodel este folosit pentru a calcula va loarea medie a semnalului de intrare.
Valoarea medie poate fi calculat ă față de un interval de timp sau unghiul de rotire
(grade).

In acest model avem reprezenta t galeria de admisie .
Fiecare port prime ște un debit masic și un debit de entalpie ca intr ări și returneaz ă
presiunea și temperatura camerei ca ie șiri. Utilizatorul poate impune un debit de
căldură în camera. In acest model vom fo losii o temperatura constanta.

– Partea de alimenta re cu combustibil :

58
In acest model avem reprezentat injectorul avand profil trapezoidal, il vom folosii la
presiune si temperature constanta.

Acesta combin ă variabilele multiple (stânga) porturi le sale de intrare într-un singur
(dreapta), portul de ie șire. Numărul de porturi de intrare es te dinamic, deoarece acesta
este setat de c ătre utilizator.

Reprezinta un “perete de umezire”

– Partea de ardere :

In acest submodel avem reprezentat axa cu came ce coordoneaza inchiderea si
deschiderea supapelor de admisie respective a celor de evacuare.

Semnal de modulatie ce transmite un punct de minim si unul de maxim.

59

In acest model avem repr ezentata chiulasa.
Chiulasa este componenta motorului care se monteaz ă deasupra cilindrului cu scopul
de a crea un spa țiu închis între partea superioar ă a pistonului și pereții interiori ai
cilindrului. Se confec ționeză prin turnare din fontăaliată sau din aliaje de aluminiu . O
chiulasă poate fi individual ă, pe fiecare cilindru, comun ă pentru to ți cilindri sau
grupată pentru mai mul ți cilindri. Chiulasa apare ca un capac al cilindrului având o
cavitate în partea inferioar ă, cavitate care împreun ă cu pistonul aflat la punctul mort
interior și pereții cilindrului formeaz ă camera de ardere.

Acest lucru Submodel reprezint ă un model de ardere într-o camer ă termică
pneumatic ă, cu un volum variabil, dinamica presiunii și a schimburilor de c ăldură de
perete .

. În acest model, consider ăm amestecarea a 3 gazelor în ca mera: aer, combustibil, gaze
arse. CxHyOz combustibil este definit ă de 3 parametri: x, y, z și valoarea de înc ălzire
(PCI).

60
– Porturile 6 și 8 reprezint ă respectiv supapele de evacuare și de admisie. Ei primesc o
rată de curgere în mas ă, un debit entalpie și amestec frac țiuni de mas ă ca factori de
producție și de a da o presiune, o temperatur ă și densitatea de amestec în camera de
ardere ca ie șiri.
– Portul 1 este dedicat redirijarea fluxurilor. – Portul 2 este un port arbore liniar. Prime ște poziția pistonului și viteza pentru a
calcula volumul camerei și returneaz ă forța aplicată pe suprafa ța pistonului.
– Portul 7 prime ște combustibilul lichid injectat, care se presupune a fi vaporizat
instantaneu r ămâne neschimbat ă cameră.
– Porturile 3, 4 și 5 sunt porturi termice care primes c, respectiv, temperatura peretelui
pistonului, cilindrul și capul cilindrului, și să dea debitul termic corespunz ător. Patru
tipuri de model de schimb de c ăldură de perete sunt dispon ibile prin intermediul
"modul de schimb de c ăldură de perete" parametru enumerare prezent în nici un
simbol de port ENGDEF01: schimb adiaba tice, modelul Eichelberg, modelul Annand
și modelul Woschni.
– Unghiul arborelui cotit trebuie s ă fie prevăzut la portul 10 și avansul scânteii la
portul 9.

Modelul de ardere foloseste sistemul Wiebe Myamoto pentru eliberarea c ăldurii de
combustie. Pentru acest model de ardere, combustibilul trebuie injectat înainte de
începerea arderii. Utilizatorul poate al ege pentru a calcula eliberarea de c ăldură de
ardere utilizând o hart ă sau valori constante pentru pa rametrii diferitelor Wiebe lui.
Acest lucru se face cu ajutorul parametrul ui de enumerare "parametrii Wiebe-ului":
tranzitorii sau constante. H ărțile sunt definite pentru întâ rzierea aprinderii, durata de
ardere, iar a1 coeficien ților și f1. Hărțile sunt hărți 3D cu posibilitatea de a utiliza
raportul aer / combustibil echivalenta, randamentul volumetric, tura ția motorului,
avansul cu aprindere prin scânteie, și fracțiunea de mas ă a gazelor arse, ca variabile.

61
Qcomb = mfb . PCI

A) Dinamica presiunii :

Evoluția presiunii din camera de ardere este calculat ă folosind utilitarul engvolrho,
folosind urm ătoarea ecua ție:

Pentru a rezolva aceast ă ecuație, trebuie s ă evaluăm următorii termeni: T și dT / dt,
temperatura camerei de ardere și evoluția acesteia, r și dr / dt, constanta de gaz
perfectă și evoluția acesteia, ρ și dρ / dt densitatea și ei evoluție.

T este calculat ă, folosind ecua ția gazului ideal:

r este calculat ă în engri de utilitate folo sind un amestec de corelare:

unde xi este frac țiunea de mas ă a diferitelor gaz în amestec.
dr / dt, evolu ția în timp a constantei de gaz perfect ă, este definit ă prin:

62

În această ecuație, evoluția densităților în camera de ardere, d ρi / dt sunt definite în
funcție de debitul masic la orific iile de admisie, de evacuare și de injecție, precum și
la procesul de combustie:
dT / dt, evolu ția temperaturii camerei, este definit ă folosind primul principiu
termodinamic ă care se conecteaz ă T la pierderile de c ăldură de perete, Qwall, și la
debitul de c ăldură de ardere, Qcomb, calculat aici cu modelul Wiebe.

B) Schimburi de c ăldură pe peretele cilindrului
Qwall, pierderile de c ăldură de perete (cu piston, cilindru și chiulasei) sunt calculate
cu ajutorul modelelor de A nnand, Eichelberg sau Woschni.

C) Procesul de combustie:

Cu ajutorul debitului de c ăldură de ardere și PCI a combustibilului considerat evolu ția
masei de combustibil este dat ă de:

63
Apoi, folosind PCO a combustibilului, evolu ția masei de gaz proasp ăt este definit
prin:

Evoluția masei de gaz ars este definit ă cu ecuația de conservare a masei:

D) Forța de presiune:
Forța de presiune aplicat ă asupra pistonului f1 [N] se calculeaz ă folosind urm ătoarea
expresie:
f1 = (press-Patmo) . Sp

cu presa presiunea din camera [Pa] și Sp suprafa ța pistonului [m2].

Volumul total al camerei este calcula t prin însumarea volumului derivat ă din poziția
pistonului și un volum mort, care este un parametru calculat de ceilal ți parametrii
modelului:
dv = pi . B
2 . R/(2(rc-1))

rc = volumul maxim cilindru / volum cilindru min = (Vd + Vc) / Vc

64
cu:
DV : volum mort; R: raza;
rc: raportul de compresie;
Vc: volumul cilindrului Vd: volumul dislocat de piston
Acest submodel masoara temperat ura pe camasa cilindrului.

Mecanismul biel ă-manivelă transform ă mișcarea de rota ție în mișcare de
translație (mișcare liniar ă) și/sau invers (viceversa). Cel mai r ăspândit mecanism de
acest gen se întâlne ște în motoarele cu ardere intern ă. În acest caz mi șcarea de
translație liniară a pistonului este transferat ă către bielă și se converte ște în mișcare
circulară a arborelui cotit .

‐ In modelul prezentat am folo sit o valoare constanta a turatiei reprezentata prin
simbolul

65
‐ submodel ce realizeaza c onversia semnalului la o vitez ă de rotație în
rot/min.

‐ acesta este un submodel al unui senzor de deplasare unghiular ă. Unghiul și
viteza de rota ție sunt setate ca variabile globale.

‐ arborele cotit : transform ă mișcarea rectilinie a pistonului, prin intermediul
bolțului piston și pendularea bielei, în mi șcarea de rota ție.

‐ este un traductor de cuplu. În mod normal, se utilizeaz ă între o sarcin ă
rotativă și un arbore rotativ, cum ar fi un motor hidraulic.

Viteza în rot / min este de intrare în port 1 și este transmis f ără modificări pentru
a fi de ieșire în port 3. Cuplul în Nm este introdus de la portul 3 și se trece f ără
modificări la portul 1.

66

acest submodel masoara valoarea medie a unei variabile asupra ciclurilor.

Din acest submodel putem masura si puterea efectiva a motorului in urma
definirii caracterisicilor acestora.

Traseul de evacuare a gazelor :

Fiecare port prime ște un debit masic și un debit de entalpie ca intr ări și returneaz ă
presiunea și temperatura ie șirilor compartimente. Utilizatorul poate impune un debit
de căldură în camera prin portul termic 8.

67
sensor ce masoara presiun ea gazelor de evacuare
sensor lambda -> ce ma soara raportul de echivalen ță aer / combustibil.
teava de evacuare a gazelor de ardere

8.2 Construirea modelului aspirat in programul de calcul AMESim.

68
Valorile obtinute in urma simularii modelului BMW in 3 cilindrii la un regim de
turatie de 4400 rpm fiind dotat cu un sistem de alimentare tip Wiebe,avand
urmatoarele caracteristici :
Alezajul (Diametrul) : 78 mm
Cursa : 83 mm
Raport de comprimare : 10.2
In urma simularii au rezultat :
– putere efectiva : 59.57 kW
– excesul de aer : 1.01
– avansul la scanteie : 20 RAC
– masa de aer aspirat 49.8 g/s
Presiunea obtinuta in urma arderii in cilindrul 1 :

Presiunea in interiorul cilindrului atinge valoarea de 59 bar.

69

‐ 4000 rpm
In urma simularii au rezultat :
– putere efectiva : 55.07 kW
– excesul de aer : 1.14
– avansul la scanteie : 20 RAC
– masa de aer aspirat : 41.5 g/s

‐ 3500 rpm
In urma simularii au rezultat :
– putere efectiva : 44.93 kW
– excesul de aer : 1.11
– avansul la scanteie : 20 RAC
– masa de aer aspirat : 37.2 g/s

‐ 3000 rpm
In urma simularii au rezultat :
– putere efectiva : 34.48 kW
– excesul de aer : 1.17
– avansul la scanteie : 20 RAC
– masa de aer aspirat : 32.6 g/s

70

‐ 2500 rpm
In urma simularii au rezultat :
– putere efectiva : 28.62 kW
– excesul de aer : 1.01
– avansul la scanteie : 20 RAC
– masa de aer aspirat : 30.1 g/s

9. Variante de supr aalimentare (mecanic ă și turbo). Avantaje și
dezavantaje.

Ce reprezinta s upraalimentarea ?

Prin supraalimentare se în țelege mărirea presiunii înc ărcăturii proaspete la o valoare
ce depășește presiunea mediului ambiant p0,pentru a m ări densitatea înc ărcăturii
proaspete re ținute în cilindri.

Necesitatea supraalimentarii : Supraalimentarea se aplic ă motoarelor în scopul
măririi puterii litrice și pentru compensarea pierde rii de putere în cazul func ționării
motorului la altitudine.

71

Tipuri de supraalimentare :

• Supraalimentarea cu antrenare mecanic ă ( compresor) : Fiind antrenat
direct de motor, prin intermediul unei curele, compresorul mecanic are
avantajul r ăspunsului rapid la ap ăsarea pedalei de accelera ție.
• Supraalimentarea cu ajutorul ga zelor de evacuare (turbo) : La acest agregat
de supraalimentare gazele de evacuare sunt destinse în interiorul turbinei pentru
a produce lucru mecanic folosit la antr enarea suflantei în vederea comprim ării
aerului admis în motor
Vom folosi in continuare varianta de supraalimentare cu antrenare mecanica
,deoarece nu posed ă asa numitul "turbo lag" deoarece cre șterea presiunii depinde
direct de tura ția motorului termic și nu de viteza de curger e a gazelor din evacuare .
Compresorul Roots : este un compresor volumic rotativ utilizat pe scar ă largă la
supraalimentarea M.A.I. Spre deosebire de compresorul cu palete , acest agregat are
două rotoare cu profile identic e care se rotesc cu aceea și turație, dar în sensuri opuse.
Rotoarele prezint ă doi sau trei lobi, sunt drepte sau u șor spiralate. În timpul
funcționării acestea nu sunt în contact unul cu cel ălalt și nici cu carcasa
compresorului. 7 La acest tip de agregat de supraalimentare compresia aerului se
realizează odată cu deschiderea ferestrei de ev acuare, ceea ce duce la apari ția unor
puternice oscila ții de presiune și turbulen țe care afecteaz ă atât randamentul cât ș
i
nivelul de zgomot din timpul func ționării. Aceste neajunsuri pot fi par țial înlăturate
prin realizarea unor ferest re de evacuare înclinate și a unor rotoare u șor spiralate.

72

În urmatorul tabel sunt valorile care au stat la baza alegerii diametrului
compresorului.
Tabelul este structurat in felul urmator:

-pe prima coloan ă se vor gasii tipurile de compresoare;

-pe coloana II se gase ște diametrul compresoarelor in inch si mm;

-pe coloana III se va gasii plaja de functionare a compresorului in rpm;

-pe coloana IV ne este prezentat ă presiunea ce poate fi furnizat ă de compresor,
sub presiune, fiind redat în stanga deb itul de aer(ce poate fi furnizat la acea
presiune) iar în dreapta puterea necesar ă antrenarii compresorului.

73

9.1 Rezultate obtinute la regimuri de turatie cuprinse intre 2500-4400
rpm pentru varianta supraalimentat ( Compresor Roots 50)

Valorile obtinute in urma simularii modelului BMW in 3 cilindrii la regimuri de
turatie intre : 2500 -4400 rpm ,fiind dotat cu un sistem de alimentare tip Wiebe la care
se adauga si un compresor mecanic ,avand urmatoarele caracteristici :

Alezajul (Diametrul) : 78 mm
Cursa : 83 mm
Raport de comprimare : 10.2
Caracteristici compresor : Compresor Roots (50)

74

La turatia de 4400 rpm au rezultat :

– putere efectiva : 80.06 kW
– excesul de aer : 1.04
– avansul la scanteie : 20 RAC (spark advance)
– presiunea aerului in admisie : 1.38 barA
– masa de aer aspirat : 62.89 g/s
– turatia compresorului : 1892 rpm
Presiunea in cilindrul 1 :

Presiunea din interiorul cilindrului atinge valoarea de 68 bar.

75
Presiunea aerului in galeria de admisie :

Presiunea aerului in galeria de admisie : 1.38 bar.

La turatia de 4000 rpm au rezultat :
– putere efectiva : 69.95 kW
– excesul de aer : 1.04
– avansul la scanteie : 20 RAC (spark advance)
– presiunea aerului in admisie : 1.36 barA
– masa de aer aspirat : 54.79 g/s
– turatia compresorului : 1720 rpm

76

La turatia de 3500 rpm au rezultat :

– putere efectiva : 56.82 kW
– excesul de aer : 1.01
– avansul la scanteie : 20 RAC (spark advance)
– presiunea aerului in admisie : 1.34 barA
– masa de aer aspirat : 45.72 g/s
– turatia compresorului : 1505 rpm

La turatia de 3000 rpm au rezultat :

– putere efectiva : 44.42 kW
– excesul de aer : 1.01
– avansul la scanteie : 20 RAC (spark advance)
– presiunea aerului in admisie : 1.32 barA
– masa de aer aspirat : 35.89 g/s
– turatia compresorului : 1290 rpm

77
La turatia de 2500 rpm au rezultat :
– putere efectiva : 35.28 kW
– excesul de aer : 1.02
– avansul la scanteie : 20 RAC (spark advance)
– presiunea aerului in admisie : 1.23 barA
– masa de aer aspirat : 28.94 g/s
– turatia compresorului : 1075 rpm

Caracteristica de putere in raport cu turatia a compresorului Roots de 50.

0102030405060708090
2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000Putere (kW)
turatie motor (rpm)

78
In urma simularii celor doua mode le in varianta aspirat si varianta
supraalimenta la turatia propusa de 4400 rpm au rezultat :

Aspirat Roots (50)
Puterea efectiva : 59.5 kW 80.06 kW
Excesul de aer : 1.01 1.04
Avansul la scanteie : 20 RAC 20 RAC
Masa de aer aspirat : 49.8 g/s 62.89 g/s

Obs : In varianta supraalimentata am obtinut un plus de putere de 20.5 kW

Presiunea in galeria de admisie in raport cu turatia

00.20.40.60.811.21.41.6
2000 2500 3000 3500 4000 4500Presiunea in ga
aspirat
Presiunea in ga compresor

79

Caracteristica de putere in raport cu turatia a celor doua variante

Presiunea din cilindru in raport cu turatia

10. Concluzie :

In cazul variantei supraalimentat am re usit sa crestem cu 34% perfomantele
motorului,folosind compresorul Roots cu caracteristica 50.
0102030405060708090
2000 2500 3000 3500 4000 4500Putere aspirat
Putere compresor
01020304050607080
2000 2500 3000 3500 4000 4500Presiune cilindru
aspirat
Presiune cilindru compresor

80

Presiunea in galeria de admisie a cres cut. Pentru varianta propusa de 4400 rpm am
obtinut urmatoarele presiuni :
‐ Aspirat : 0.98 bar
‐ Supraalimentat : 1.38 bar

Presiunea in interiorul cilindrului a crescut. Pentru varianta propusa de 4400 rpm am
obtinut urmatoarele presiuni :
‐ Aspirat : 59 bar
‐ Supraalimentat : 68 bar

11 .Tema speciala:

Simularea modelului de motor cons truit in AMESim in varianta
supraalimentat,montand un compresor Roots de 80 si ducand motorul pana la turatia
de “redline” respectiv 7000 rpm ,specifica modelelor BMW.

Pentru acest caz am fost ne voit sa micsorez raportul de tr ansmisie, de la 0.43 cat am
folosit pentru varianta de 50, la 0.27 pe ntru varianta de 80, deoarece compresorul
depasea turatia maxima de 1900 rpm.

81
Valorile obtinute in urma simularii modelului BMW in 3 cilindrii la regimuri de
turatie intre : 2500 -7000 rpm ,fiind dotat cu un sistem de alimentare tip Wiebe la care
se adauga si un compresor mecanic ,avand urmatoarele caracteristici :
Alezajul (Diametrul) : 78 mm
Cursa : 83 mm
Raport de comprimare : 10.2
Caracteristici compresor : Compresor Roots (80)
La turatia de 2500 rpm au rezultat :

– putere efectiva : 35.39 kW
– excesul de aer : 1
– avansul la scanteie : 20 RAC (spark advance)
– presiunea aerului in admisie : 1.24 barA
– masa de aer aspirat : 28.40 g/s
– turatia compresorului : 675 rpm
La turatia de 3000 rpm au rezultat :

– putere efectiva : 47.74 kW
– excesul de aer : 1.13
– avansul la scanteie : 20 RAC (spark advance)
– presiunea aerului in admisie : 1.38 barA
– masa de aer aspirat : 37.13 g/s
– turatia compresorului : 810 rpm

82
La turatia de 3500 rpm au rezultat :
– putere efectiva : 63.48 kW
– excesul de aer : 1.10
– avansul la scanteie : 20 RAC (spark advance)
– presiunea aerului in admisie : 1.47 barA
– masa de aer aspirat : 49.56 g/s
– turatia compresorului : 945 rpm

La turatia de 4000 rpm au rezultat :
– putere efectiva : 79.61 kW
– excesul de aer : 1.01
– avansul la scanteie : 20 RAC (spark advance)
– presiunea aerului in admisie : 1.54 barA
– masa de aer aspirat : 61.52 g/s
– turatia compresorului : 1080 rpm

La turatia de 4400 rpm au rezultat :
– putere efectiva : 92.52 kW
– excesul de aer : 1
– avansul la scanteie : 20 RAC (spark advance)
– presiunea aerului in admisie : 1.57 barA
– masa de aer aspirat : 71.94 g/s
– turatia compresorului : 1188 rpm

83
La turatia de 5000 rpm au rezultat :
– putere efectiva : 110.08 kW
– excesul de aer : 1
– avansul la scanteie : 20 RAC (spark advance)
– presiunea aerului in admisie : 1.62 barA
– masa de aer aspirat : 85.34 g/s
– turatia compresorului : 1350 rpm

La turatia de 5500 rpm au rezultat :
– putere efectiva : 125.23 kW
– excesul de aer : 1
– avansul la scanteie : 20 RAC (spark advance)
– presiunea aerului in admisie : 1.63 barA
– masa de aer aspirat : 99.74 g/s
– turatia compresorului : 1485 rpm

La turatia de 6000 rpm au rezultat :
– putere efectiva : 140.57 kW
– excesul de aer : 1
– avansul la scanteie : 20 RAC (spark advance)
– presiunea aerului in admisie : 1.67 barA
– masa de aer aspirat : 111.25 g/s
– turatia compresorului : 1620 rpm

84
La turatia de 6500 rpm au rezultat :
– putere efectiva : 154.67 kW
– excesul de aer : 1
– avansul la scanteie : 20 RAC (spark advance)
– presiunea aerului in admisie : 1.66 barA
– masa de aer aspirat : 124.19 g/s
– turatia compresorului : 1755 rpm
La turatia de 7000 rpm au rezultat :

– putere efectiva : 167.31 kW
– excesul de aer : 1
– avansul la scanteie : 20 RAC (spark advance)
– presiunea aerului in admisie : 1.69 barA
– masa de aer aspirat : 131.43 g/s
– turatia compresorului : 1890 rpm

85

Caracteristica de turatie a compresorul ui in raport cu turatia motorului.

Caracteristica de putere in raport cu tura tia pentru varianta supraalimentat cu
compresor de tip Roots de 50,respectiv de 80.

0200400600800100012001400160018002000
2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000Turatie compresor(kW)
Turatie motor (rpm)
020406080100120140160180
2000 3000 4000 5000 6000 7000Putere motor (kW)
Turatie motor (rpm)Roots(80)
Roots 50

86
La turatia de “redline” de 7000 rpm avand compresorul de tip Roots (80) am obtinut o
putere de 161.31 kW.
Fata de varianta aleasa intial cu compresorul de 50,cel de 80 la turatia de 4400 rpm
motorul dezvolta o putere de : 92.54 kW.
Obs. : Puterea a crescut cu 33 kW la turatia de 4400 rpm,fata de varianta
aspirat,motorul dezvoltand o putere cu 55% mai mare.

Caracteristica de putere in raport cu turatia a celor 3 variante construite,respectiv
Aspirat,Roots 50,Roots 80.

020406080100120140160180
2000 3000 4000 5000 6000 7000Putere motor (kW)
Turatie motor (rpm)Roots(80)
Roots 50
Aspirat