Ș.l. dr. ing. RADU IULIAN NEGRILĂ [310576]
UNIVERSITATEA “AUREL VLAICU” [anonimizat], TEXTILE ȘI TRANSPORTURI
DOMENIUL: INGINERIA AUTOVEHICULELOR
SPECIALIZAREA: AUTOVEHICULE RUTIERE
FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT: CU FRECVENȚĂ
LUCRARE DE LICENȚĂ
ÎNDRUMĂTOR ȘTIINȚIFIC:
Ș.l. dr. ing. RADU IULIAN NEGRILĂ
ABSOLVENT: [anonimizat]
2018
UNIVERSITATEA “AUREL VLAICU” [anonimizat], TEXTILE ȘI TRANSPORTURI
DOMENIUL: INGINERIA AUTOVEHICULELOR
SPECIALIZAREA: AUTOVEHICULE RUTIERE
FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT: [anonimizat] 450 daN, viteza maximă 160 km/h echipat cu un m.a.s. având următoarele caracteristici: 4L, ɛ = 10,3, Mmax = 260 N.m/4200 rot/min, Pmax = 118 Kw/6200 rot/min, S x D = 88 x 84 mm, să se efectueze:
– Studiul dinamic redus al automobilului;
– Calculul cinematic și dinamic al motorului;
– Calculul de dimensionare a elmentelor sistemului de ungere;
– Tehnologia de reparare a elementelor instalației de ungere;
– Studiu privind uleiurile utilizate la motoarele cu ardere internă;
– GRAFIC: Schema dispunerii elementelor sistemului de ungere.
ÎNDRUMĂTOR STIINȚIFIC
Ș.l. dr. ing. Radu Iulian Negrilă
ABSOLVENT: [anonimizat]
2018
ABSOLVENT: [anonimizat] / PROGRAMUL DE STUDIU:
INGINERIA AUTOVEHICULELOR / AUTOVEHICULE RUTIERE
PROMOȚIA 2018
1. Titlul lucrării: [anonimizat] 450 daN, viteza maximă 160 km/h echipat cu un m.a.s. având următoarele caracteristici: 4L, ɛ = 10,3, Mmax = 260 N.m/4200 rot/min, Pmax = 118 Kw/6200 rot/min, S x D = 88 x 84 mm, să se efectueze:
– Studiul dinamic redus al automobilului;
– Calculul cinematic și dinamic al motorului;
– Calculul de dimensionare a elmentelor sistemului de ungere;
– Tehnologia de reparare a elementelor instalației de ungere;
– Studiu privind uleiurile utilizate la motoarele cu ardere internă;
– GRAFIC: Schema dispunerii elementelor sistemului de ungere.
2. Structura lucrării:
a) Studiul dinamic al autovehiculului
b) Parametrii constructivi și funcționali ai motorului
c) [anonimizat]
d) Caracteristica exterioară a motorului
e) Cinematica mecanismului motor
f) Dinamica mecanismului motor
g) Momentul motor și puterea indicată
h) Construcția și calculul cămășii cilindrului
i) Construcția și calculul pistonului
j) Construcția și calculul bolțului
k) Construcția și calculul arborelui cotit
l) Construcția și calculul mecanismului de distribuție
3. Aprecieri asupra conținutului lucrării de diplomă:
Lucrarea tratează în succesiune logică toate elementele cerute prin tema de proiect. Calculele sunt efectuate complet și corect. [anonimizat]. Alegerea soluțiilor constructive dovedește o bună cunoaștere a tendințelor actuale din domeniu.
4. Aprecieri asupra lucrării:
Bibliografia citată ([anonimizat]) acoperă întreaga plajă a capitolelor lucrării. [anonimizat]. Referirile la sursele bibliografice sunt evidențiate în text și constituie baza efectuării unor calcule de predimensionare.
5. Concluzii:
[anonimizat]talațiilor de ungere și al uleiurilor utilizate în industria auto.
6. Redactarea lucrării respectă normele prevăzute în Legea 1/2011 privind examenele de finalizare a studiilor universitare, Ordinul 4033/2011 privind metodologia-cadru de organizare a examenelor de finalizare a studiilor în învățământul superior și Procedurile privind elaborarea lucrărilor de finalizare a studiilor universitare aprobată prin H.S. U.A.V. nr. 23/2011.
7. Nu există suspiciuni de realizare prin fraudă a prezentei lucrări.
8. Consider că lucrarea îndeplinește condițiile pentru susținere în sesiunea de Examen de licență din iulie 2018.
Propun comisiei ca absolventul Ivașcu Bogdan, autorul acestei lucrări să fie notat cu …………… la examenul de licență.
Arad,
Îndrumător stiințific:
Data: Ș.l. dr. ing. Radu Iulian Negrilă
CUPRINSUL PROIECTULUI DE LICENȚĂ
Cuprins
Automobilul este un vehicul rutier, carosat și suspendat elastic pe cel puțin trei roți, cu autopropulsie, care se poate deplasa pe diferite categorii de drumuri si chiar pe terenuri fara drumuri.
Automobilele sunt destinate pentru transportul persoanelor și al bunurilor, pentru tractarea unor vehicule fără mijloace proprii de propulsie și pentru efectuarea de servicii speciale.
Autovehiculele ce se deplasează se clasifică conform STAS 6689/1-74.
Autovehiculele pentru transport persoane se clasifică astfel:
Fig. 1.1 Clasificarea automobilelor pentru transport persoane
Autoturismul este un automobil care are cel mult 8 locuri, care prin construcție și amenajare este destinat transportului persoanelor cu bagajele acestora și/sau eventual de bunuri, iar în unele cazuri poate tracta și o remorcă. În prezent există o gamă largă de autoturisme diferențiate după forma caroseriei, după destinație, după capacitatea cilindrică a motorului, etc.
Autoturismele se compun din mai multe ansambluri, subansambluri și mecanisme care pot fi împărțite în următoarele grupe (figura 1.2):
Fig. 1.2. Elementele componente ale unui autoturism
1-radiator; 2-ventilator; 3-arc suspensie; 4-caroserie; 5-amortizor; 6-roată rezervă; 7-rezervor combustibil; 8,13-roți; 9-braț oscilant; 10-tobă de eșapament, 11-volan; 12-cutie de viteze; 14-motor; 15-bară de protecție.
-motorul;
-transmisia: ambreiajul, cutia de viteze, transmisia longitudinală, transmisia principală, diferențialul, arborii planetari;
-sistemul de conducere: sistemul de direcție și cel de frânare;
-sistemul de susținere și propulsie: suspensia, cadrul, punțile și roțile;
-caroseria;
-instalațiile auxiliare: de pornire, iluminat-semnalizare, control, ventilație, încălzire și alte dispozitive auxiliare.
Motorul constituie sursa energetică a automobilului, ce transformă energia chimică a combustibilului utilizat în energie mecanică necesară mișcării automobilului.
Grupul motor conține mecanismul motor (compus din mecanismul bielă manivelă și mecanismul de distribuție) și instalațiile auxiliare (instalația de ungere, de alimentare, de răcire, de aprindere și de pornire).
Transmisia servește la modificarea, transmiterea și distribuirea momentului mecanic motor la roțile motoare ale automobilului.
Grupul sistemelor de conducere este format din sistemul de direcție și sistemul de frânare. Sistemul de dirijare a rotilor are rolul de a asigura automobilului posibilitatea deplasării pe traiectoria comandată de conducătorul auto și de a avea o maneabilitate bună, iar sistemul de frânare asigură încetinirea sau chiar oprirea automobilului din mers, evitarea accelerării la coborârea pantelor și imobilizarea automobilului oprit.
Grupul sistemelor de susținere și propulsie este format din suspensie, cadru (atunci când este ansamblu distinct), punți și roți. Aceste sisteme asigură susținerea elastică a masei automobilului pe sol și transformă mișcarea de rotație a roților în mișcarea de translație a întregului automobil, în vederea deplasării acestuia.
Caroseria reprezintă suprastructura automobilului, în interiorul căreia sunt prezente spații pentru transportul marfurilor sau persoanelor sau pentru montarea unor instalații speciale.
Construcția autoturismelor, a elementelor componente de dinamicitate sau frânare, a performațelor de reducere a combustibililor, de mentinere a autoturismului pe diferite drumuri virajate și de confortul interior al pasagerilor si unele sisteme de securitate s-au extins asupra părților componente ale autoturismului.
Motoarele autoturismelor au avut parte de o atentie sporita, eforturile de marire a performanțelor motoarelor , fiind ramificate pe multe direcții: creșterea randamentului funcțional și constructiv prin gestionarea electronică cu ajutorul senzorilor de funcționare ai autoturismului, reducerea litrica a combustibilului folosit, mărirea puterii motorului, diminuarea costurilior de asamblare, reducerea gazelor de evacuare, realizarea de motoare cât mai mici si cu o greutate redusa.
Se iau in considerare tendințele de folosire tot mai frecventă a injecției de benzină cu comandă electronica multipunct.
Folosirea motorului Diesel pe autoturisme a luat o amploare foarte mare in ultimii ani ,datorita motorului trainic cu un consum redus de combustibil dar turațiile maxime la un motor diesel rar au depășit 4500 rot/min, totusi realizându-se si exemplare ce au atins 5000 rot/min.
Perfecționarea acestor motoare fiind in continua dezvoltare prin reducerea poluarii fonice, reducerea noxelor si a pornirii ușoare pe timp friguros facand in continuare progrese remarcabile.
Turațiile ridicate s-au realizat cu camere de ardere divizate de tip Mercedes (cu compartiment separat de preardere) sau de tip Ricardo (cu compartiment separat de vârtej).
Folosirea supraalimentării in ziua de azi intalnindu-se la toate motoarele (MAC) dar si unele (MAS) acestea asigurând creșterea puterii și momentului motor maxim, o data cu scăderea turațiilor corespunzătoare și a consumului de combustibil.
Sistemele de injecție electronică sunt in continua evolutie, fiind răspândite pe toate autoturismele moderne datorita controlului electronic de debit al carburantului ,prin urmare acesta fiind redus comparativ cu un sistem de injectie clasica .
Reducerea gabaritului și consumului de metal constituie și în continuare o sursă de cercetare permanentă, ea fiind realizată prin suprasolicitarea motoarelor, când se dezvoltă puteri ridicate pe unitatea de cilindree mica .
De remarcat preocupările privind imbunatatirea camerelor de ardere, a tubulaturii admisiei și evacuarii, a geometriei de dispunere a supapelor, a numărului,a mărimii și locul lor de amplasare, a funcționării cu dispozitive de alimentare stratificată cu combustibil, a înlocuirii materialelor metalice cu materiale ceramice, a realizării motoarelor adiabatice sau cu raport de comprimare variabil., etc.
Există tendința răspândirii camerelor de ardere unitare cu distibuția combustibilului în peliculă. Această soluție elimină posibilitatea contactului între combustibil și peretele rece al cilindrului, deoarece combustibilul este injectat pe peretele lateral al camerei cupă de formă sferică practicată în capul pistonului.
Transmisia autoturismelor cu tracțiune integrală constituie obiectul unor continue cercetări urmărindu-se, prin unele soluții constructive propuse o mai bună corelare între momentul motor activ si cel rezistent .
Se extinde utilizarea transmisiilor automate și a celor cu variație continuă a raportului de transmitere și a celor electrice. Transmisia automată a luat amploare in ultimul timp, datorită cererii pe piata si datorita confortului ridicat,avand doua dezavantaje consumul de combustibil sporit si costurile de reparatii destul de ridicate, totuși introducandu-se microprocesoarele de bord care gestionează transmisia automata si functionalitatea ei.
Pentru îmbunătățirea tractiunii, autoturismele au fost dotate cu sisteme de control a tracțiunii (ASR), care au următoarele funcții: calculeaza acțiunile de comandă ale conducătorului auto în raport cu regimul de deplasare al autoturismului și aderența roților cu calea de rulare, asigurand stabilitatea și manevrabilitatea, îmbunătățește tracțiunea la accelerari bruste în condiții grele de drum și atentioneaza conducătorul auto la apariția situațiilor grele ce duc la patinarea uneia sau mai multor roți.
La transmisiile mecanice ale autoturismelor sunt tot mai răspândite cutiile de viteză cu șase trepte de mers înainte, ultima treaptă având de obicei raportul de transmitere subunitar, fiind o treapta economică.
Amplasarea grupului motopropulsor, longitudinal sau transversal, față sau spate, se face având în vedere avantajele și dezavantajele pe care fiecare dintre aceste variante de organizare le are asupra confortului și spațiului destinat pasagerilor, asupra construcției transmisiei si a modului de organizare a celorlalte sisteme a automobilului.
Fig. 1.3. Amplasarea transversală a grupului motopropulsor
Suspensia autoturismelor trebuie sa indeplineasca legatura perfecta dintre pneu, suspensie și calea de rulare,oferind conducatorului auto o stabilitate cat mai precisa,evitand senzaria de derapaj .
Prin echiparea autoturismelor cu suspensii independente, prin folosirea amortizoarelor hidraulice și hidropneumatice și a corectoarelor de ruliu a ridicat cu mult nivelul confortului, siguranței în deplasare și stabilitatii autovehiculului.
S-au introdus sisteme de control dinamic al amortizoarelor, concepute și realizate de marile firme producătoare de automobile, ca de exemplu sistemul Damper Control (EDC/ Control Electronic al Amortizoarelor) care permite trei moduri de funcționare și reglaj adaptiv al amortizoarelor în funcție de suprafața de rulare și de stilul de condus.
Fig. 1.4. Sistem de control electronic al amortizoarelor
Sistemele de frânare avand un interes major pentru cercetare si dezvoltare
Sistemul de frânare cu control electronic, așa numitul ABS (Anty Blocking System) se utilizeaza la toate autoturismele moderne ,prima masina de serie dotata cu ABS in anul 1978 a fost Mercedes-Benz model S klasse.
Ca tendințe de dezvoltare se pot menționa folosirea frânelor cu discuri sau discuri ventilate,iar cea cu franare prin tamburi fiind de moda veche ,dar totusi utilizandu-se si astazi la unele modele pe puntea spate. De asemenea s-a introdus frâna electronică patentată de Siemens după principiul penei.
Sistemul de direcție sa dezvoltat destul demult în soluții constructive legate de tipul suspensiei folosite, în scopul asigurării cinematicii corecte a roților de direcție,datorita sistemului de servo-directie fiind foarte usor de folosit ,servind la confortul conducatorului auto.
Sistemele care asistă conducătorul automobilului pe timpul deplasării sau efectuarea manevrelor. Se remarcă introducerea unor noi sisteme de asistare a conducătorului auto coordonate de către calculator pe baza informațiilor primite de la senzori, cum ar fi:
a) Sistemul de siguranță activă ESP care are rolul de a asigura stabilitatea automobilelor în viraje, împiedicând derapajele prin frânarea selectivă și independentă a roților, în funcție de accelerația laterală a vehiculului și de rotația volanului. În același timp poate fi redusă accelerația mașinii prin oprirea alimentării cu carburant a motorului, șoferul sesizând că pedala de accelerație nu mai funcționează. Sistemul ESP, se bazează pe mai mulți senzori care detectează diferențele de viteză de rotație între roțile față și spate precum și deplasarea șasiului în lateral față de traiectoria impusă de sistemul de direcție. Reacția ESP este foarte promptă, de ordinul milisecundelor.
b) AFU, sistemul Asistare de Frânare de Urgență este extrem de precis în caz de pericol și mai ales atunci când condițiile de aderență se degradează. Funcția sa este aceea de a asista șoferul în cazul unei frânări dificile.
Pe timpul deplasării autovehiculului, AFU determină dacă forța de apăsare a frânei nu este suficientă și o crește, pentru a acoperi lipsa detectată.
c) Control de croaziera adaptabil (ACC), un dispozitiv constând dintr-un tempomat care se adaptează la vitezele celorlalți participanți la trafic, ajustând distanța dintre vehicule. În viitor ACC va oferi coloanelor de camioane posibilitatea de a utiliza mai ușor un anume tronson de circulație fără a pune în pericol siguranța traficului. Alte sisteme, cum ar fi acela al cremalierei electronice, realizat de specialiștii concernului Daimler Chrysler, iau în considerare și ghidarea laterală pe stradă.
Siguranța circulației stă permanent în atenția marilor producători de automobile. Se remarcă introducerea de noi sisteme:
a) Sistemul de alertă la depășirea liniei de marcaj – LDWS, un nou sistem de asistare a conducerii automobilului, care detectează o schimbare de bandă neintenționată, pe autostradă sau pe șosea natională ce pornește de la viteza de 80 km/h.
Acest sistem intră în acțiune atunci când șoferul este neatent și schimbă banda de mers fără o semnalizare prealabilă.
b) Sistemul anti-coliziune folosește același radar ca și sistemul de cruise control adaptiv ce oferă informații despre mașinile sau obiectele aflate în fața autoturismului și alertează sonor și vizual șoferul în legătura cu posibilitatea unei coliziuni. De asemenea acest sistem poate atenționa șoferul în cazul în care atenția acestuia este distrasă pentru a putea preveni o coliziune.
c) sistemul numit “Blind Spot Assist”, care ajută în asemenea situații. Sistemul constă în senzori poziționați în partea frontală și posterioară a mașinii care detectează pericolele ce ar putea să apară în momentul schimbării benzii de mers. O astfel de monitorizare elimină “unghiul mort”. în momentul în care un alt autoturism sau orice alt obstacol se afla în acest unghi, pe panoul de bord sau în oglinda laterală de pe partea obstacolului, se aprinde o lumină roșie ce avertizează șoferul.
Siguranța pasagerilor este de asemenea în centrul preocupărilor constructorilor de automobile.
Sistemul de reținere suplimentară (SRS, Airbag) a devenit obligatoriu și s-a diversificat gama, în prezent existând asemenea elemente atât pentru pasagerii din față, cât și pentru cei de pe locurile din spate. Pe lângă cele frontale pentru protecția pieptului și a abdomenului, există airbag-uri pentru protecție laterală a capului, pentru genunchi, pentru scaunele spate.
O mare diversitate au cunoscut și centurile de siguranță, care au devenit obligatorii pentru toți pasagerii. S-au creat centuri de siguranță și scaune speciale pentru nou-născuți, pentru copii de vârstă mică, pentru femei gravide, etc.
Pentru confort se folosesc: închidere centralizată a ușilor, geamuri electrice,aer condiționat manual sau electric față și spate, sistem suplimentar de încălzire, filtru habitaclu, uși spate virate cu descchidere virată cu 180o, spațiu depozitare pe panoul ușii, scaun pentru șofer și pasageri cu reglare pe înălțime și cotiere, parbriz atermic,haion vitrat, trapă plafon, ștergător lunetă, vopsea metalizată, scaun pasageri rabatabil, inele de ancorare în spațiu de marfă, suspensii înălțate, cârlig remorcă, priză accesorii.
Caroseriile au coeficienți aerodinamici tot mai coborâți. Prin folosirea oțelurilor de înaltă calitate, cu o limită de elasticitate si rigiditatea ridicata a caroseriei acestea au fost mult îmbunătățite, totodată luandu-se măsuri pentru reducerea greutății proprii prin înlocuirea pieselor din metal cu piese din materiale usoare (plastice) sau materiale compozite. În ultima perioadă, unii producători de autoturisme au introdus în producția de serie caroserii din aluminiu, mai ușoare cecât cele din oțel cu aproximativ 100 kg și perioadă de garanție mai mare. Printr-o antifonare atentă a caroseriei se înlătură și principalul dezavantaj, zgomotul.
Fig. 1.5. Autoturism 4×4 cu caroserie de tip vechi
Fig. 1.6. Noul autoturism 4×4 Dacia Logan
Fig. 1.7. Autoturism 4×4 Spyker D12 cu caroseria din aluminiu
Pentru pneurile autoturismelor, luandu-se masuri în vederea micșorării energiei absorbite în timpul deplasarii, a amortizării șocurilor intalnite, ale creșterii siguranței și duratei de viata, se folosesc noi metode la fabricarea anvelopelor și camerelor de aer, utilizandu-se noi profiluri pentru banda de rulare, încearcandu-se folosirea unor pneuri fără aer (tip fagure) luand nastere datorita firmei ( Dunlop), sau fabricarii unor pneuri fără cameră de aer (tip tubeles) .
Fig. 1.8. Pneu fără aer
Aparatura de bord folosește cât mai mult circuite integrate cu afișaj numeric.
În prezent toate companiile constructoare de autoturisme dezvoltă programe de cercetare privind siguranta în timpul deplasarii, protecția mediului, diminuarea consumului de combustibil, dezvoltarea tehnologiilor de asamblare a autoturismelor și creșterea calității materialelor acestora, micșorarea costurilor de fabricatie și respectarea termenelor limita stabilite pentru toate etapele de concepție, fabricare și vânzare a produselor.
Fig. 1.9. Tablou bord Saab 9X – Air
Pentru abordarea proiectării unui tip de autovehicul, ținând seama de datele impuse prin temă, care precizează anumite particularități legate de destinație și de performanțele acestuia, este nevoie, într-o primă etapă, să se caute un număr cât mai mare de soluții constructive deja existente, având caracteristici asemănătoare cu ale autovehiculului cerut. Literatura de specialitate cuprinde pentru fiecare tip de autovehicul informații referitoare la organizarea generală, la modul de amplasare al motorului și punților motoare; de asemenea, sunt prezentate principalele dimensiuni geometrice, greutatea utilă și proprie, tipul sistemelor de franare,directie și tipul suspensiei.
Analizând cu atenție aceste informații și având în vedere aspectele de dezvoltare caracteristice pentru fiecare categorie de autovehicule cercetată se pot stabili, pentru început prin diferentierea lor, unele date absolute necesare pentru calculul de predimensionare cum ar fi: organizarea ansamblului, amenajarea habitaclului, dimensiunile agabaritice, greutatea autovehiculului și repartizarea sa pe punți, alegerea dimensiunii pneurilor și determinarea razei de rulare. În tabelul 1.1 și în figurile următoare sunt prezentate câteva soluții .
Fig. 1.10. Audi A4 Avant TFSI Quattro
Fig. 1.11. Daihatsu Sirion
Fig. 1.12. Fiat Sedici Luxury
Fig. 1.13. Ford Escape
Fig. 1.14. Land Rover Freelander
Fig. 1.15. Mitsubishi Outlander
Fig. 1.16. Subaru Impreza 1.5
Fig. 1.17. Volkswagen Touareg
Pentru autoturismele de teren, dimensiunile postului de conducere, amplasarea organelor de comandă și securitatea călătorilor sunt factori foarte importanți care trebuiesc luați în calcul la proiectarea lor.
Autoturismul este prevăzut cu cinci locuri plus un spațiu pentru bagaje.
Motorul este amplasat transversal, deasupra punții față.
Fiind un autoturism de teren, este dotat cu tracțiune integrală (autoturism 4X4), fiind prevăzut cu sistem de tip Haldex.
Cuplajul Haldex este prin constructia lui destul de complicat datorita faptului ca este controlat electronic. Repartizarea propulsiei la nivelul axelor se realizează variabil și în funcție de regimul de lucru sau in functie de conditiile de drum. În principiu, cuplajul Haldex repartizează forța de propulsie catre roata cu aderenta mai buna. În acest mod sistemul, 4MOTION reacționează foarte bine la toate situatiile de drum intalnite fiind exclus riscul de derapaj a sistemului de tracțiune de tip 4MOTION oferind in curbe o stabilitate foarte buna
Responsabilitatea pentru realizarea contactului prin forță între axa față și cea spate revine cuplajului lamelar, pompele controlate electronic reglează presiunea la nivelul discurilor lamelare ale cuplajului,prin creșterea nivelului de presiune exercitat de discurile lamelare, acestea fiind presate intre ele ,in acest mod este posibilă reglarea foarte fina a contactului prin forță între seturile de discuri lamelare și, prin aceasta, a distribuției forței între axe.
Misiunea sistemului comandat electrinic este aceea de a compensa, suplimentar față de tracțiune și de plaja de turații variabila la care lucreaza. Echipamentul de comandă ia în calcul, la efectuarea operațiunilor de reglare, diferitele informații cu privire la dinamica de rulare, de exemplu variatia vitezei, parcurgerea virajelor, împingere sau tractare.
Fig. 1.18. Amplasarea cuplajului Haldex
Dimensiunile geometrice ce definesc construcția unui automobil sunt prezentate în STAS 6689/2-80. Pentru autoturismul proiectat, vom alege aceste dimensiuni prin analogie cu cele prezentate la soluții similare (figura 1.19).
Vom avea:
– lungimea automobilului L reprezintă distanța dintre două plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al automobilului și tengente la acesta în punctele extreme din fața și spatele lui. Alegem:
La = 3675 mm
– lățimea automobilului B reprezintă distanța dintre două plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al automobilului, tangente la acesta de o parte și de cealaltă. Alegem:
B = 1595 mm
a
b
Fig. 1.19. Principalele dimensiuni ale autoturismului
– înălțimea automobilului H reprezintă distanța dintre planul de sprijin și un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a automobilului pregătit de plecarea în cursă, fără încărcătura utilă și cu pneurile umflate la presiune corespunzătoare masei totale maxime. Alegem:
H = 1670 mm
-ampatamentul A reprezintă distanța dintre osiile extreme ale automobilului. Alegem:
A = 2345 mm
-ecartamentul E reprezintă distanța dintre centrele punctelor de contact ale pneurilor cu solul în cazul roților simple, sau distanța dintre planul median al roților duble. Alegem:
Efață = 1395 mm
Espate =1365 mm
Masa autovehiculului (ma) face parte din parametrii generali ai acestuia și reprezintă suma dintre masa utilă (mu) și masa proprie (m0).
Masa utilă reprezintă o caracteristică constructivă esențială a autovehiculului, prin ea caracterizându-se posibilitățile de utilizare ale acestuia. Din tema de proiectare, greutatea utilă a autoturismului este:
Gu = 450 daN
Masa proprie este o mărime ce caracterizează construcția automobilului și este dată de suma maselor tuturor sistemelor și subsistemelor componente ale automobilului aflat în stare de utilizare. Literatura de specialitate recomandă ca primă metodă adoptarea masei proprii în funcție de masele proprii ale tipurilor similare prezentate anterior.
În cazul autoturismului proiectat alegem valoarea:
G0 = 1614 daN
Greutatea automobilului se calculează luând în calcul greutatea proprie (G0) și greutatea utilă (Gu):
Ga = G0 + Gu = 1614 + 450 = 2064 daN
Masa autoturismului se consideră aplicată în centrul de greutate, situat în planul vertical ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziția centrului de greutate se apreciază prin coordonatele longitudinale a și b și înălțimea hg (figura 1.20).
Fig. 1.20. Poziția centrului de greutate
Din literatura de specialitate [11], ținând seama că este un autoturism cu tracțiune integrală, adoptăm valoarea a/A = 0,5 și rezultă a = 1172 mm, respectiv b = A–a = 1172 mm.
În aceste condiții și masa automobilului va fi repartizată uniform pe cele două punți și vom avea: mp1 = mp2 = 1032 kg. La rândul ei și greutatea pe punte se repartizează uniform pe cele două roți, astfel încât toate roțile autoturismului vor suporta masa: m = 516 kg.
Roata reprezintă un element esențial în comportamentul rutier, ea fiind singurul element de legătură între vehicul și drum. Gradul de securitate activ este strâns legat de aceasta, având în vedere faptul că suprafața de contact cu solul este de circa 300 cm2.
Roțile automobilului sunt alcătuite dintr-o parte rigidă (roata propriu-zisă) pe care se montează partea elastică (figura 1.21). Rigiditatea anvelopei este dată de raportul dintre creșterea forței care acționează asupra pneului și deformația determinața de această creștere.
Fig. 1.21. Compunerea roții
Partea elastică (pneul) reduce și amortizează șocurile produse în timpul deplasării autovehiculului și asigură contactul cu calea de rulare. Pneurile sunt compuse dintr-o anvelopă, cu sau fără cameră de aer. Compunerea unei anvelope este prezentată în figura 1.22.
Fig. 1.22. Compunerea anvelopei
Alegerea pneului ce urmează să echipeze automobilul are în vedere tipul și destinația acestuia, precum și condițiile de exploatare. La automobilele moderne se utilizează pneuri fără cameră de aer (Tubeless) –figura 1.23.
Fig. 1.23. Compunerea pneului fără cameră de aer
Ținând seama de masa care revine fiecărei roți, se adoptă pneuri cu simbolul 195/80 R 15 S. Acestea sunt pneuri cu structură radială, având lățimea profilului de 185 mm și un raport nominal de aspect (100. H/B) = 80. Are diametrul interior al jantei de 15 inch (381 mm) și pot fi utilizate până la viteza de 180 km/h.
Celelalte dimensiuni ale anvelopei se determină astfel:
Înălțimea profilului anvelopei H se determină cu relația:
H = 80.B/100 (1.1)
H = 80. 195/100 = 156 mm
Diametrul nominal al anvelopei:
D = d + 2. H (1.2)
D = 381 + 2. 156 = 693 mm
r0 = D/2 = 346,5 mm
Raza de rulare se detrmină cu relația:
rr = r0. (1.3)
Unde este coeficient de deformare, care depinde de presiunea în pneu și are valoarea = 0,93 [11].
Mișcarea autovehiculului este determinată de marimea, direcția și sensul forțelor active și a forțelor de rezistență care acționează asupra acestuia. Definirea condițiilor de autopropulsare precede calculul de tracțiune, împreună cu care condiționează performanțele autovehiculului.
Rezistența la rulare (Rr) este o forță cu acțiune permanentă la rularea roților pe cale, de sens opus sensului deplasării autovehiculului. Cauzele fizice ale acestei rezistențe la înaintare sunt:
-deformarea pneului prin efectul de hysterezis;
-frecările superficiale dintre pneu și cale;
-deformarea căii;
-microneregularitățile căii;
-efectul de ventuză produs de profilele cu contur închis pe banda de rulare.
Dependența rezistenței la rulare de un număr mare de factori, cu acțiuni ce nu pot fi totdeauna separate, sporește dificultatea determinării analitice a rezistenței la rulare. De aceea va fi luat în considerare coeficientul rezistenței la rulare (f), care reprezintă o forța specifică la rulare definită prin relația:
f = Rr/Ga. cos
unde Ga. cos este componenta normală pe cale a greutății automobilului.
Pentru coeficientul rezistenței la rulare se recomandă valori medii, obținute experimental. În funcție de tipul, caracteristicile și destinația automobilului se va adopta o valoare din domeniul: f = 0,035…0,050. Se adoptă f = 0,050.
Obținem:
Rr = 0,050. 20650. 0,88N
unde este unghiul maxim de înclinare a pantei pe care se poate deplasa automobilul. = 280
Această rezistență la înaintarea automobilului reprezintă interacțiunea după direcția deplasării dintre aerul de repus și automobilul aflat în mișcare de translație. Ea este o forță cu acțiune permanentă de sens opus sensului de deplasare al automobilului. Cauzele fizice ale rezistenței aerului sunt:
-repartiția inegală a presiunilor pe partea din față și din spate a automobilului;
-frecarea dintre aer și suprafețele pe lângă care are loc curgerea acestuia;
-energia consumată pentru turbionarea aerului;
-rezistența curenților exteriori folosiți pentru răcirea diferitelor organe și pentru ventilarea caroseriei.
Stabilirea parametrilor din relațiile analitice de calcul a rezistenței aerului se face pe baza principiilor generale ale mecanicii fluidelor, prin lucrări de aerodinamică.
Pentru calculul rezistenței aerului se recomandă utilizarea relației:
Ra=1/2 . . Cx . A . v2 (1.5)
unde:
reprezintă densitatea aerului; pentru condițiile atmosferice standard (p = 101,33 Pa și T = 288 K), ea are valoarea: = 1,225 kg/m3
Cx este coeficientul de rezistență al aerului; se adoptă [11] Cx = 0,4
A este aria secțiunii transversale maxima a autocmionului. Ea se determină cu destulă precizie cu elementele din vederea frontală a autocamionului:
A = B. H = 1,8. 1.7 = 3 m2 (1.6)
v este viteza de deplasare maximă a autoturismului. Prin tema de proiectare s-a impus vmax = 160 km/h, deci v = 44,44 m/s
Deci valoarea rezistenței aerului va fi:
Ra = 0,5. 1,225. 0,4. 3. 44,442 = 1452 N
La deplasarea automobilului pe căi cu înclinare longitudinală , greutatea dă o componentă numită rezistența la pantă (Rp), orientată după direcția deplasării, definită de relația:
Rp = Ga . sin (1.7)
Aceasta este o forță de rezistență la urcarea pantelor (de sens opus vitezei de deplasare) și o forță activă (ce amplifică accelerația de deplasare) la coborârea rampelor.
Pentru unghiul maxim al pantei, în cazul autoturismelor cu mai multe punți motoare se poate adopta = 28o.
Relația (1.7) va deveni:
Rp = 20650. 0,47 = 9706 N
Rezistența la demarare este o forță de rezistență ce apare în perioadele de variație ale vitezei automobilului, fiind egală cu suma dintre forța rezistentă datorată inerției masei totale a automobilului aflat în mișcare accelerată de translație și forța de rezistență produsă de inerția pieselor aflate în mișcare de rotație. Expresia rezistenței la demarare este:
Rd = Rdt + Rdr = ma . dv/dt + mred . dv/dt (1.8)
unde:
ma – masa totală a automobilului;
mred – masa redusă a pieselor în mișcare de rotație;
dv/dt – accelerația centrului de masă.
Ținând cont de coeficientul maselor aflate în mișcare de roație (), rezistența la demarare devine:
Rd = . Ga/g . dv/dt (1.9)
Având în vedere că la deplasarea în treapta întâi coeficientul maselor în mișcare de roație are valori cuprinse în intervalul = 1,8…2,7 , se adoptă valoarea = 2,2; de asemenea, accelerația în prima treaptă a cutiei de viteze este (dv/dt)I = 2,5 m/s2
Rezultă:
Rd = 2.2. 20650. 2,5 = 113575 N
Pentru stabilirea ecuației generale a mișcării, se consideră automobilul în mișcare rectilinie pe o cale cu înclinare longitudinală a, în regim tranzitoriu de viteză cu accelerație pozitivă (demaraj), luând în considerare acțiunea simultană a forțelor de rezistență și a forței motoare (de propulsie) din echilibrul dinamic după direcția mișcării. Se va obține ecuația diferențială de ordinul I dată de relația:
dv/dt = ma. (FR – Ga . -1/2. . Cx. A. v2) (1.10)
numită ecuația generală a mișcării rectilinii a automobilului.
Forța la roată necesară pentru autopropulsarea automobilului este dată de relația:
FR = P. t/v (1.21)
unde:
-P este puterea într-un punct din caracteristica de turație a motorului;
-t este randamentul transmisiei;
-v este viteza de deplasare.
Funcție de condițiile de exploatare, autopropulsarea automobilului se definește în ecuația de mișcare prin mai multe forme particulare, și anume:
a-deplasarea cu viteză maximă
Din condițiile realizării vitezei maxime pe o cale orizontală în stare bună, se obține relația:
FRvmax = Ga. f + 1/2. . Cx. A.v2 = 2361 N (1.22)
b-deplasarea pe calea cu înclinarea longitudinală maximă sau pe calea cu rezistența specifică maximă
Corespunzător condițiilor formulate, coeficientul rezistenței specifice a căii, capătă forma = max, dată de relația:
max = f. cosmax + sinmax = 0,050. 0,88 + 0,469 = 0,513
unde înclinarea maximă a pantei este max=28o
Se va obține:
FRmax = Ga. max + 1/2. . Cx. A.(vImin)2 (1.23)
Deoarece viteza de deplasare în acest regim este minimă, se obișnuiește neglijarea rezistenței aerului, astfel încât relația capătă forma:
FRmax = Ga. max = 20650. 0,513 = 10593 N (1.24)
Calculul de tracțiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului și transmisiei, astfel încât automobilul ce trebuie proiectat să fie capabil să realizeze performanțele prescrise prin tema de proiectare.
Pentru propulsarea automobilului trebuie ca puterea dezvoltată de motor să fie transmisă la roțile motoare ale acestuia. Transmiterea mișcării se face prin intermediul organelor transmisiei, care consumă o parte din puterea motorului pentru învingerea rezistențelor de frecare ce apar în aceste organe. Pierderile de putere în transmisie sunt definite cantitativ prin randamentul transmisiei (ht), prin relația:
t= PR/Pe = (Pe – Ptr). Pe = 1 – Ptr/Pe (1.25)
unde:
PR – puterea la roată;
Pe – puterea efectivă a motorului;
Ptr – puterea pierdută în transmisie.
Pierderile totale în transmisie reprezintă suma pierderilor parțiale în fiecare organ component al transmisiei, randamentul total fiind dat de relația:
t = CV. TC. 0. D (1.26)
unde:
CV – randamentul cutiei de viteze; CV = 0,97…0,98. Se adoptă: CV = 0,98
TC – randamentul transmisiei cardanice; TC=0,990…0,995. Se adoptă: Tc = 0,99
0 – randamentul transmisiei principale; 0 = 0,92…0,98. Se adoptă: 0 = 0,98
D – randamentul transmisiei principale; D = 0,91…0,94. Se adoptă: 0 = 0,94
Rezultă:
t = 0,98. 0,99. 0,98. 0,94 = 0,89
Puterea maximă a motorului se determină din condiția impusă prin tema de proiectare de realizare a vitezei maxime:
Pmax = FRvmax. vmax/1000. t = (Ga. f + 1/2. . Cx. A. (vmax)2). vmax/t = 2361. 44,44/1000. 0,89 = 117,89 kW (1.27)
Ce = nM/nP = 4200/6200 = 0,64
Ca = (3 + ce)/2 = (3 + 0,64)/2 = 1,32
= Ce2 – Ca . (2. Ce – 1)/( Ce – 1)2 = 0,642 – 1,32. (2. 0,64 –1)/(0,64 – 1)2 = 1,03
= 2. Ce. (Ca-1)/( Ce – 1)2 = 2. 0,64. 0,32/0,13 = 1,01
= (Ca – 1)/( Ce – 1)2 = 0,32/0,13 = -2,04
Relația de verificare:
= 1 (1.28)
Pmax = Pvmax/(. (nM/nP) + (nM/nP)2 + (nM/nP)3) = 117,89/1,127 = 104,61 kW
(1.29)
Adopt:
Pmax = 105 kW = 143 CP
Se adoptă pe = 0,7 MPa
Din tema de proiect s-au dat: D x S = 84 x 88 mm.
Vt=(.D2)/4.S.i = 1574 cm3
Punctul mort interior (PMI) reprezintă poziția extremă a pistonului
reprezentativa debitului minim ocupat de gaze, sau poziția minimă dintre acesta și axa de rotația a arborelui cotit (l + r), poziție pentru care = 0o RAC și = 0o.
Punctul mort exterior (PME) este poziția extremă a pistonului corespunzătoare
debitului maxim ocupat de gaze, sau poziția minimă dintre acesta și axa de roație a arborelui cotit (l – r), pentru care = 180o RAC și = 0o.
c) Raportul cursă-alezaj () este un parametru constructiv, care pentru motoarele cu aprindere prin scânteie are valori subunitare și se exprimă prin relația:
= S/D (2.1)
unde:
S – cursa pistonului;
D – alezajul.
Prin tema de proiecare s-a impus D x S = 84 x 88. Rezultă = 84/88 = 0,95
Cursa pistonului (S) este suprafata parcursa de piston între punctele moarte
ale motorului. S = 88 mm Alezajul(D) reprezintă diamentrul interior al cilindrului, dat prin tema de proiect:
D = 84 mm
d) Cilindreea unitară (Vs) reprezintă volumul generat de piston prin deplasarea sa
între cele două puncte moarte ale motorului pe cursa S, ea calculându-se cu relația:
VS = (D2)/4. S = 393,5 cm3 (2.2)
Cilindreea totală (Vt) sau litrajul reprezintă suma cilindreelor unitare ale celor
patru cilindrii și se calculează cu relația:
Vt = i. VS = 4. 393,5 = 1574 cm3 (2.3)
Raportul de comprimare (e) reprezintă raportul dintre volumul maxim ocupat de
gaze când pistonul se găsește la PME și debitul maxim ocupat de fluidul motor când pistonul se află la PMI:
= Va/Vc (2.4)
unde: Vc – volumul camerei de ardere.
Pentru motoarele cu aprindere prin scânteie, acest raport are valori în domeniul = 6,5…12. Prin tema de proiectare s-a impus = 10,3
Volumul camerei de ardere (Vc) reprezintă debitul minim ocupat de fluidul
motor când pistonul se află la PMI, având relația de calcul:
Vc = Vs/(- 1) = 393,5/9,3 = 38,2 cm3 (2.5)
Volumul cilindrului (Va) reprezintă debitul maxim ocupat de fluidul motor când
pistonul se află la PME. Relația de calcul este:
Va = VS + VC = 393,5 + 38,2 = 431,7 cm3 (2.6)
Unghiul de rotație al arborelui cotit (a oRAC) reprezintă unghiul făcut de
manivelă cu axa cilindrului. Originea = 0o RAC se alege corespunzător poziției pistonului în PMI. La un ciclu complect al pistonului corespunde o cursă = 180o RAC, iar pentru o rotație completă a arborelui cotit corespunde = 360o RAC.
j) Turația motorului (n) reprezintă numărul de rotații efectuat de arborele cotit întrun minut. Prin tema de proiectare s-a impus turația de putere maximă np = 6200 rot/min.
k) Viteza unghiulară a arborelui cotit () este viteza cu care arborele formeaza o rotație completă 2rad. Relațiile de calcul sunt:
[rad/sec] sau = 6. n [grd/s] (2.7)
Pentru n = np = 6200 rot/min, se obține:
rad/sec = 116820 grd/s
Viteza medie a pistonului (wp) este viteza cu care pistonul parcurge două curse
succesive, dacă aceasta se consideră constantă; are următoarea relație de calcul:
wp = S. n/30 = 0,088. 6200/30 = 18 m/s (2.8)
Această valoare îl încadrează în categoria motoarelor rapide.
Ciclul motor reprezintă succesiunea proceselor (admisie, compresie, ardere și
destindere, evacuare) care se repetă periodic în cilindrii motorului.
p) Timpul motor () caracterizeaza partea din ciclul motor care se realizeaza într-o cursă simplă a pistonului (180o RAC).
Un motor care execută un ciclu complet în patru curse ale pistonului se numește
motor în patru timpi ( = 4). Deci, pentru motorul în patru timpi, ciclul motor durează 720o RAC.
Numărul de cicluri (Nc) reprezintă numărul grupajelor de procese (A,C,D,E) care
se formeaza periodic în cilindrii motorului în unitatea de timp. Relația de calcul este:
Nc = n/30cicluri/s (2.9)
Timpul pe ciclu (tc) semnifica timpul – calculat in secunde, minute sau ore – în
care se realizeaza un ciclu:
tc = 1/Nc = 1/65,78 = 0,015 s (2.10)
Raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei () este un parametru
constructive foarte important al motorului, cu influență importantă în cinematica și dinamica mecanismului bielă-manivelă. El este definit de relația:
= r/l (2.11)
În cazul m.a.s. se recomandă: = 1/3…3,8
Pentru motorul impus prin tema de proiectare adoptam: = 1/3
Având în vedere că reza manivelei este egală cu jumătate din lungimea cursei pistonului r = S/2 = 44 mm, se obține lungimea bielei:
l = r/= 132 mm
În tabelul 2.1 sunt prezentate câteva exemple de motoare similare cu motorul de proiectat.
Fig. 2.1. Motor Alfa Romeo 1.6i 120 CP
În tabelul 4.1 sunt prezentate mărimile care definesc performanțele și perfecțiunea motorului:
Tab. 4.1
Mărimile care definesc performanțele și perfecțiunea motorului
Lucrul mecanic schimbat de gazele din cilindru cu pistonul după efectuarea unui ciclu motor se numește lucru mecanic indicat rezultant al unui ciclu și se notează cu Li. El este proporțional cu aria buclei superioare a diagramei indicate, cuprinsă între evoluțiile de comprimare și destindere.
Pentru a compara gradul de perfecțiune al proceselor prezentate în diagrama (p – V), trebuie să sa definească o mărime raportată numită lucru mecanic specific, notată cu li.
li = Li/VS = pi [MPa] (3.1)
Această mărime se mai numește și presiune medie indicată și se poate determina pe două căi: grafic și analitic.
Grafic, presiunea medie indicată se determină pe baza planimentării buclei mari a diagramei indicate, care se corectează prin coeficientul de rotunjire al diagramei sau randamentul diagramei d = 0,95…0,98, raportându-se valoarea obținută la cilindreea unitară în mm din diagrama indicată. Se obține:
pi = ((d. Li)/Vs)/Kp [Mpa] (3.2)
unde:
Li= aria buclei mari a diagramei indicate în mm;
Vs=cilindreea unitară [mm];
Kp=scara presiunilor, [Mpa/mm];
d = coeficientul de rotunjire sau gradientul diagramei indicate.
Randamentul indicat se calculează cu relația:
i = (8,314. i. T0. pi)/vQdis. p0) (3.3)
Consumul specific indicat de combustibil este dat de relația:
ci = (3,6.106)/i. Qdis) [g/kW.h] (3.4)
Puterea indicată a motorului se determină cu următoarea relație:
Pi = (pi. VS. n. i)/30. Kw] (3.5)
Randamentul mecanic al m.a.s. se recomandă a fi m = 0,65…0,72. Se adoptă m = 0,7Mărimile efective se vor calcula cu relațiile:
-presiunea medie efectivă: pe = m. pi (3.6)
-randamentul efectiv: e = m. hi (3.7)
-puterea efectivă: Pe = m. Pi [kW] (3.8)
-consumul specific efectiv de combustibil: ce = ci/m
Puterea litrică se definește ca fiind raportul dintre puterea efectivă a motorului și cilindreea totală:
PL = Pe/Vt [kW/dm3] (3.10)
Puterea pe cilindru se definește ca fiind raportul dintre puterea efectivă și numărul de cilindrii ai motorului:
Pe1 = Pe/i [kW/cil] (3.11)
Puterea raportată la aria pistonului este dată de relația:
PA = Pe1/(. D2/4) [kW/dm2] (3.12)
Caracteristica externă a motorului reprezintă variația puterii efective, momentului motor, consumului specific și consumului orar de combustibil în funcție de turația arborelui cotit, în condiții de sarcină totală.
Turațiile semnificative care apar în caracteristica externă sunt următoarele:
-turația minimă de mers în sarcină: nmin = 800 rot/min;
-turația de moment maxim: nM = 4200 rot/min;
-turația de putere maximă: nP = 6200 rot/min;
Coeficientul de elasticitate pentru motoarele cu aprindere prin comprimare are valori cuprinse între 0,55…0,75. El se calculează cu relația:
Ce = nM/nP = 0,64 (calculat anterior) (4.1)
Coeficientul de adaptabilitate pentru m.a.s. are valori cuprinse în intervalul 1,15…1,35. Pentru motorul impus prin tema de proiectare, se adopta valoarea: Ca = 1,32 (calculat anterior).
Analitic, curba de variație a puterii motorului în funcție de turație, se obține cu relația (1.29).
Curba de variație a momentului motor efectiv în funcție de turație se obține cu relația:
Me = 955,5. Pe/n [N.m] (4.2)
Curba de variație a consumului specific efectiv de combustibil în funcție de turație este obținută cu relația:
ce = ceP. [1,2 – n/nP + 0,8. (n/nP)2] [g/kW.h] (4.3)
Curba de variație a consumului orar de combustibil se calculează cu relația:
Cc = 10-3 .ce. Pe [kg/h] (4.4)
Rezultatele obținute prin calcul sunt redate în tabelul 4.1 iar curbele de variație Pe = f(n), Me = f(n), ce = f(n), Ce = f(n) sunt redate în planșele 1 și 2.
Cinematica mecanismului motor se studiază în ipoteza că viteza unghiulară a arborelui cotit este constantă. Considerând mișcarea arborelui cotit ca o mișcare de rotație uniformă cu turația n=3600rot/min, viteza unghiulară va fi:
= . n/30 [rad/s] (5.1)
Deplasarea momentană a pistonului (XP) față de punctul mort interior (PMI – figura 5.1) se calculează ținând cont numai de armonicele de ordinul I și de ordinul al II-lea, cu relația:
Xp = XpI + XpII = r. [(1 – cos) + /4. (1 – cos2)] (5.2)
în care:
XpI = r. (1 – cos) -armonica de ordinul I;
XpII = r. /4. (1 – cos2) -armonica de ordinul al II-lea.
Fig. 5.1. Cinematica mecanismului bielă-manivelă
Rezultatele obținute prin programul de calcul sunt centralizate în tabelul numărul 5.1, iar alura curbei de variație a deplasării pistonului funcție de unghiul de rotație al manivelei Xp = f() este prezentată în planșa 3.
Viteza momentană a pistonului se calculează cu relația:
wp = wpI + wpII = r. w. (sinsin2) (5.3)
în care:
wpI = r. w. sin armonica de ordinul I;
wpII = r. w. /2.sin2armonica de ordinul II;
Viteza momentană a pistonului se anulează pentru = 0o RAC, = 180o RAC, = 360o RAC etc, adică în punctele moarte ale motorului. Viteza maximă a pistonului wpmax se obține pentru cos± Rezultatele obținute prin programul de calcul sunt prezentate în tabelul 5.1, iar alura curbei de variație wp = f() este redată în planșa 3.
Turatia momentană a pistonului este dată de relația:
ap = apI + apII = r. w2.(cos+ . cos2) (5.4)
în care:
apI = r. w2 cos -armonica de ordinul I;
apII = r. w2 . cos2 -armonica de ordinul II.
Rezultatele obținute prin progrmaul de calcul sunt prezentate în tabelul 5.1, iar alura curbei de variație ap = f() este redată în planșa 4.
Cinematica bielei se studiază ținând cont că biela are o mișcare plan-paralelă complexă. Se consideră că fiecare punct al bielei are o mișcare de roto- translație identică cu cea a punctului P (figura 5.1) și o mișcare de rotație în jurul punctului P cu o viteză unghiulară b și accelerația unghiulară b.
Deplasarea unghiulară a bielei se calculează cu relația:
arcsin(. sin
Valoarea maximă a înclinării bielei (maxse obține pentru = 90o RAC, = 270o RAC, etc, și este:
max = ±arcsin1/
Rezultatele obținute prin programul de calcul sunt prezentate în tabelul 5.2, iar alura curbei de variație = f() este redată în planșa 5.
Viteza unghiulară corespunzătoare mișcării de rotație a bielei în jurul punctului P este:
b = . .cos/(1 – 2.sin2)1/2 (5.6)
Viteza unghiulară a bielei este nulă pentru = (2k + 1). /2, kN, adică pentru = 90o RAC și = 270o RAC. Valoarea maximă a vitezei unghiulare a bielei se obține în punctele moarte, pentru = 0o RAC, = 180o RAC, = 360o RAC etc, și este:
bmax = ±rad/s]
Rezultatele obținute prin programul de calcul sunt prezentate în tabelul 5.2, iar alura curbei de variație b = f() este redată în planșa 6.
Turatia unghiulară a bielei se calculează cu relația:
b = . 2.(A2 – 1)sin/(1 – 2 sin2)3/2 (5.7)
Turatia unghiulară a bielei se anulează pentru = k. , kN, adică pentru = 0o RAC, = 180o RAC, = 360o RAC, etc și este maximă pentru = (2k + 1)/2, adică pentru = 90o RAC, = 270o RAC, etc și este:
bmax = ±2/(1 – 2)1/2 [rad/s2] (5.8)
Rezultatele obținute prin programul de calcul sunt prezentate în tabelul 5.2, iar alura curbei de variație b = f() este redată în planșa 7.
Ansamblul mecanismului motor doreste sa realizeze determinarea forțelor și momentelor ce se realizeaza asupra pieselor mecanismului. Cunoașterea parametrilor acestor forțe și momente și a modului în care ele variază în funcție de poziția pistonului și a mecanismului, este necesară pentru efectuarea calculelor de rezistență, pentru stabilirea unor soluții de echilibrare a motorului, pentru stabilirea soluțiilor de amplasare ale motorului pe șasiu, pentru calculul variației momentului motor și dimensionarea volantului, pentru studiul vibrațiilor de torsiune a liniei de arbore etc.
Forțele care apasa în mecanismul motor pot fi caracterizate în mai multe categorii, în funcție de fenomenul fizic ce le caracterizeaza. Astfel se disting:
a-forțele de presiune (Fp), produse de presiunea gazelor ce se manifesta în cilindrii;
b-forțele de inerție (Fj și Fr) datorate mișcării accelerate ale maselor pieselor ce alcătuiesc ansamblul motor;
c-forțele de frecare (Ff), datorate mișcării relative a pieselor ce alcătuiesc mecanismul motor și forțelor care se transmit între aceste piese;
d-forțele de greutate (Fg) datorate maselor pieselor și câmpului gravitațional în care se află acestea.
Forțele de frecare și cele de greutate reprezinta valori mult mai mici decât celelalte două categorii, ele fiind luate mai putin în calculul de proiectare.
Conform principiului lui Pascal, forta gazelor care se manifesta în cilindrul motorului se exercită uniform pe toate partile: partea laterală a cămășii cilindrului, partea camerei de ardere și partea calotei pistonului.
Forta exercitată pe suprafața capului pistonului determină o forță de presiune dată de relația:
Fp = D2/4.(pcil – pcart) (6.1)
în care (figura 6.1):
D = alezajul cilindrului;
pci = presiunea gazelor din cilindru;
pcart = presiunea gazelor din carterul motor; pcart = 0,1 Mpa.
Fig. 6.1. Forța de presiune a gazelor
Forța de presiune a gazelor aplicată pistonului (aflat în mișcare de translație alternativă) produce lucru mecanic, permițând transformarea energiei termice a fluidului motor în energie mecanică. Direcția forței Fp este întotdeauna paralelă cu direcția axei cilindrului, iar ca sens este orientată spre axa de rotația a arborelui cotit când Fp>0, sau spre chiulasă când Fp<0.
Rezultatele obținute prin calcul sunt centralizate în tabelul 6.1, iar variația forței Fp este prezentată în planșa 8.
În concordanta cu principiile mecanicii newtoniene, un element cu masa dm, care se deplaseaza cu accelerația a, realizeaza o forță de inerție elementară dată de relația:
dF = -dm. a [N] (6.2)
Cum toate piesele unui motor execută mișcări cu o viteza foarte ridicata, rezultă că fiecare piesă ce se deplaseaza în cadrul mecanismului motor cu o forță de inerție poate fi calculată. Forțele de inerție care acționează asupra mecanismului motor, se grupează în:
-forțele de inerție ale maselor mj aflate în mișcare de translație sau translație alternativă;
-forțele de inerție ale maselor mr care execută o mișcare de rotație.
Masa mj care execută mișcarea de translație accelerată este:
mj = mgp + m1 [kg] (6.3)
unde:
mgp = masa grupului piston (compus din piston, bolț și segmenți), considerată a fi concentrată în masa bolțului;
m1 = partea din masa bielei care se consideră că efectuează numai mișcare de translație, masa concentrată în piciorul bielei.
Masa grupului piston este:
mgp = mp + mb + ms [kg] (6.4)
unde: mp = masa pistonului;
mb = masa bolțului;
ms = masa segmenților.
Masa pistonului se determină cu relația:
mp = p. D3 [kg] (6.5)
în care: p = 0,8…8.7 kg/dm3 este densitatea aparentă a pistonului fără segmenți bolț. Se adoptă valoarea: p = 2,7 kg/dm3
Rezultă:
mp = 2,7. 0,843 = 0,4 kg Dimensiunile bolțului se adoptă astfel:
-diametrul exterior al bolțului: deb = (0,34…0,38)D. (6.6)
Se adoptă: deb = 30 mm
-diametrul interior al bolțului: dib = (0,7…0,75).deb (6.7)
dib = 21,6 mm
-lungimea bolțului: l = (0,8…0,93).D. (6.8)
Se adoptă: l = 72 mm
-lățimea piciorului de bielă: lb = 0,3. D = 25,2 mm (6.9)
Volumul bolțului se calculează cu relația:
Vb = ((deb2- dib2)/4). l = ((302- 21,62)/4). 72 = 24,5 cm3 (6.10)
Densitatea bolțului are valoarea: OL = 7,6 kg/dm3. Deci masa bolțului va fi:
mb = Vb. OL = 0,09 kg (6.11)
Masa segmenților se adoptă pe baza recomandărilor ce țin seama de diametrul cilindrului:
mS = 0,03 kg
Rezultă că masa grupului piston va avea valoarea:
mgp = 0,52 kg
Masa bielei se determină ținând cont de recomandările cu privire la masa raportată a bielei. Masa relativă a bielei se recomandă a fi:
mb = (22…40).D2/4 [g/cm3]; se adoptă: mb = 0,5 kg (6.12)
Masa bielei se descompune în două părți:
-masa m1, care execută numai mișcare de translație și este concentrată în piciorul bielei:
-masa m2, care execută numai mișcare de rotație și este concentrată în axa fusului maneton.
Masa m1 se determină cu relația:
m1 = 0,275. mb = 0,14.kg (6.13)
Rezultă masa m2:
m2 = mb – m1 = 0,36 kg (6.14)
Înlocuind în relația (165), rezultă masa aflată în mișcare de translație:
mj = mgp + m1 = 0,66 kg (6.15)
Forța de inerție a maselor în mișcare de translație este:
Fj = -mj. ap (6.16)
unde: ap = accelerația pistonului.
Direcția forței Fj este totdeauna paralelă cu axa cilindrului, iar sensul este spre axa de rotație a arborelui cotit când Fj>0 și spre chiulasă când Fj<0.
Rezultatele obținute prin calcul sunt centralizate în tabelul 6.1, iar alura curbei de variație a forței Fj în raport cu unghiul de rotație al manivelei a – Fj(a) – este redată în planșa 8.
La motoarele cu cilindrii în V, fără coturi individuale, masa totală aflată în mișcare de rotație ce dă naștere la forța de inerție este formată din masa neechilibrată a cotului arborelui cotit mk și părțile m2 din masele celor două biele considerate concentrate în axa fusului maneton:
mr = mk + 2. m2 [kg] (6.17)
Masa neechilibrată a cotului este alcătuită din masa fusului maneton mM și din masele brațelor mbr.
Datorita faptului ca forțele de presiune a gazelor și de inerție acționează ambele după direcții paralele cu axa cilindrului, ele se pot însuma si calcula algebric, rezultantă fiind forța:
F = Fp + Fj [N] (6.18)
După cum se poate observa în figura 6.2, forța rezultantă se poate descompune în două componente: una normală pe axa cilindrului – forța N – și o componentă care acționează de-a lungul axei bielei – forța B. Aceste două componente sunt date de relațiile:
Fig. 6.2. Forțele care acționează asupra pieselor mecanismului motor
N = F.tg [N] (6.19)
B = F/cos [N] (6.20)
Forțele care acționează asupra fusului palier se obțin deplasând forța B în centrul fusului maneton și descompunând-o după două direcții în: forța Z normală la fusul maneton și forța T tangentă la fusul maneton. Aceste două forțe sunt date de relațiile:
Z = F. cos()/cos [N] (6.21)
T = F. sin()/cos[N] (6.22)
Având determinată expresia forței tangențiale T, relația de calcul a momentului motor al monocilindrului va fi:
M = T. r [N.m] (6.23)
Rezultatele obținute prin calcul sunt centralizate în tabelul 6.1, iar alurile curbelor de variație N = f() ți B = f() sunt reprezentate în planșa 9.
a) Forțe care acționează asupra fusului maneton
Dacă asupra fusului maneton lucrează doar o singură bielă, motor cu cilindrii în linie, atunci fusul maneton este solicitat de următoarele forțe:
– Forța B, variabilă ca mărime și sens, care s-a calculat cu relația: B = F/cos
Direcția acestei forțe este întotdeauna de-a lungul axei bielei, iar componentele ei sunt forțele Z, dirijată în lungul axei brațului manivelei și T dirijată tangențial la traiectoria axului fusului maneton (figura 6.2).
Sensul forței B și a componentelor sale (Z și T) este precizat de semnul algebric obținut la calculul acestor forțe.
Forța FRB = m2. r.2 dată de masa m2 a bielei considerată că execută numai mișcarea de rotație.
unde: r – raza manivelei
– viteza unghiulară a arborelui cotit
Această forță nu depinde de unghiul de rotație al arborelui cotit ca mărime (dacă = ct) și sens; direcția ei este întotdeauna direcția axei brațului manivelei, iar sensul de la centrul fusului palier spre centrul fusului maneton; ea este deci un vector rotator cu viteza unghiulară , având caracterul unei forțe centrifuge.
b) Diagrama polară și de uzură a fusului maneton
Cum asupra fusului maneton acționează numai o bielă, la motorul în linie, atunci fusul este solicitat de forța B și forța centrifugă FRB (figura 6.3).
Fig. 6.3. Forțele care acționează asupra fusului maneton
Construcția grafică, care permite însumarea vectorială a celor două forțe:
RM = B + FRB se numește diagrama polară a fusului maneton.
Diagrama polară a fusului maneton se trasează pentru un singur fus, deoarece pentru celelalte fusuri are alura identică fiind doar decalată valoric corespunzător ordinii de lucru al cilindrului.
Metoda de obținere pe cale grafică a diagramei polare prin compunerea grafică a forței T, componenta forței B, perpendiculară pe axa manivelei și a forței ZB, forța sumară Z + FRB .
Deoarece ZB și T sunt perpendiculare, rezultanta lor se calculează cu relația:
RM = (ZB2 + T2)1/2 (6.24)
Dacă se dorește determinarea unghiului făcut de RM cu forța T, el se poate calcula cu relația:
arctg. (ZB/T) (6.25)
Calculele se realizează din 15 în 15o RAC.
Reprezentarea grafică se face după următoarea metodologie:
– se trasează un sistem de axe Z – T cu originea o în centrul fusului maneton, sistem ce se rotește odată cu fusul.
La o scară convenabil aleasă cu originea O și în sensul lor real se dispun forțele ZB și T în sistemul de axe; prin compunere vor da rezultanta RM. Aceasta nu se va trasa efectiv ci se va marca doar extremitatea ei, notând totodată numărul corespunzător unghiului . Unind succesiv punctele determinate se obține diagrama polară.
c) Diagrama de uzură a fusului maneton
În ipoteza că uzura fusului este proporțională cu forțele ce acționează asupra lui, pe baza diagramei polare se construiește diagrama de uzură. Ea este necesară pentru a stabili zona cea mai puțin solicitată a fusului (zona în care uzura acestuia este minimă) unde se practică orificiul pentru vehicularea uleiului în scopul ungerii lagărului.
Pentru obținerea efectivă a diagramei se adaugă un sistem se axe xoy cu originea în centrul cercului. Succesiunea este următoarea: la periferie, în interiorul cercului, se marchează punctele echiunghiulare din 15 în 15o, pornind în sens trigonometric de la axa Ox.
Calculul grosimii totale a uzurii gt la diferitele unghiuri se face după exemplul ce urmează:
la 1 = 0 dau uzura toate forțele cuprinse în sectorul de 120o având bisectoarea suprapusă peste axa Ox. Deci:
gt1 = (R75 + R45 + R340 + R345 + R350). ku = M1. ku (6.26)
unde: ku – este o scară a uzurilor convenabil adoptate
M1 – reprezintă suma rezultantelor din paranteză care se stochează în memoria calculatorului.
2 = 15o(sectorul de 120o) considerat ca rigid indeformabil și rotit cu 15o în sens trigonometric, iar bisectoarea lui face acum cu Ox unghiul = 15o
gt2 = (M1 – R75 – R345 + R355). ku = M2. ku (6.27)
3 = 30o
gt3 = ( M2 – R340 + R360). ku = M3. ku (6.28)
Așadar, valoarea totală a uzurii la un unghi oarecare se obține amplificând suma rezultantelor RM care acționează pe un sector de 120o simetric față de latura mobilă a unghiului cu o scară convenabil aleasă a uzurii ku = (2…5).10-4
– Se stocheză în memoria calculatorului suma rezultantelor RM.
Valorile uzurii totale obținute după parcurgerea unei rotații complete de către sectorul menționat, se vor înregistra într-un tabel gt = f(). Se trasează razele cercului din 15 in 15o și se marchează, pe fiecare rază grosimea gt.
La motoarele cu 4 cilindrii în linie, arborele cotit are 4 coturi. Pentru a stabili poziția unghiulară relativă a coturilor arborelui cotit, se construiește steaua manivelelor. Fiecare cot definește un plan (P1, P2,…..) numit planul cotului. Întrucât toate coturile lucrează asupra aceluiași arbore, planele coturilor formează un fascicol ce se intersectează pe axa de rotație a arborelui cotit. Se numește steaua manivelelor, proiecțiile planelor coturilor pe un plan normal la axa arborelui cotit (fig. 7.1). Steaua manivelelor este alcătuită dintr-un număr de linii concurente (manivelă, arbore cotit) care reprezintă o configurație indeformabilă și rotitoare cu viteza unghiulară .
Fig. 7.1. Steaua manivelelor la motorul proiectat
Se știe că cilindrii unui motor sunt, constructivi, identici și toți lucrează asupra aceluiași arbore cotit. De asemenea, într-o perioadă a cilindrului, în fiecare cilindru se produce o aprindere (deoarece toți cilindrii au un arbore cotit comun), când acesta efectuează două operații – cazul motorului în 4 timpi – toate manivelele efectuează două rotații, deci trec odată prin poziția corespunzătoare declanșării scânteii electrice sau injecției.
Pentru a realiza o funcționare uniformă a motorului, aprinderile la cilindrii trebuie să fie uniform decalate în interiorul unui cilindru. Acesta presupune ca decalajul unghiurilor dintre manivelele cilindrului în care se produc succesiv aprinderile este de 720/i
unde: i – numărul de cilindrii
Arborele cotit execută două rotații: se realizează arpinderi uniform decalate dacă în jumătatea din numărul cilindrilor (i/2) aprinderile au loc în prima rotație, iar în (cealaltă) celălalt (i/2) cilindrii, aprinderile au loc în a doua rotație.
La motorul cu i = 4, câte două manivele trec prin p.m.i după prima rotație (fig.7.2)
Fie două manivele x și y: manivela x trece prin poziția de aprindere, în vecinătatea punctului mort inferior (p.m.i.) în prima rotație, iar manivela y în cea de-a doua rotație; se presupune că între ele există un decalaj unghiular egal cu i/2 intervale (adică 2).
Întrucât unghiul dintre două aprinderi este 720/i, iar manivelele x și y sunt distanțate între ele cu i/2 intervale, rezultă că unghiul dintre ele va fi 720/i…i/2 = 360o, adică manivelele x și y sunt în fază.
Fig. 7.2. Decalarea aprinderilor
La motoarele în 4 timpi, cu numărul par de pistoane în linie și cu aprinderi sincronizate uniform , manivelele sunt două câte două în fază.
Sunt realizate mai multe scheme de arbore cotit dintre care însă nu poate fi reținută decât una singură pentru care se caracterizeaza rapoartele de aprindere posibile. Se observă că există o singură variantă care ar satisface criteriile fundamentale; variația a treia pentru care numărul este nul.
Având stabilită configurația arborelui cotit și ordinea de aprindere, ordinea de lucru a cilindrului se determină astfel:
Cilindrul 1. Pornind de la = 0 începe ciclul cu timpul I respectiv admisia.
După o rotire a arborelui cotit cu 360o manivela acestui cilindru ajunge la finalul timpului II, comprimarea (c), când se realizeaza declanșarea injecției.
Urmează timpul III și IV, respectiv destinderea (D) și evacuarea (E).
Conform modului de aprindere (1-2-4-3), următoarea injecție are loc în cilindrul 2, cu un decalaj de 120o față de cea din cilindrul 1, respectiv atunci când manivela cilindrului 2 ajunge în momentul de punct mort inferior (p.m.i.) la finalul comprimării ,evident după aceasta are loc explozia, iar apoi evacuarea și admisia. Urmand injecția în cilindrul 4 cu un decalaj de 120o față de cilindrul 2. După injecție are loc alternanta logică a celor 4 timpi ai motorului (D-E-A-C). Urmand injecția în cilindrul 3 și așa mai departe.
În cazul motorului policilindric cu 4 cilindrii și aprinderi uniform repartizate, decalajul unghiurilor între aprinderi de 720/4= 180o
Pe durata unui interval se produc toate porțiunile corespunzătoare momentului motor al monocilindrului. Astfel, în intervalul 0…180o pistonul din cilindrul 1 execută cursa de admisie, cel din cilindrul 2 execută comprimarea și începutul destinderii, cilindrul 4 execută sfârșit de destindere, început de (execuție) evacuare, pistonul 3 execută sfârșit de admisie.
Deci în intervalul = /i se reproduce, în cilindrii diferiți, fiecare porțiune a momentului motor din cilindru. Rezultă că momentul motor instantaneu rezultat M poate fi obținut din însumarea în intervalul a tuturor valorilor momentului motor, decalate în raport cu ordinea de aprindere. În cazul aprinderilor uniform decalate perioada momentului motor instantaneu al unui policilindru este = C/I = M
Momentul motor mediu al motorului policilindric, se calculează cu relația:
M = M/n
Unde: M – suma valorilor momentului motor instantaneu, pe o perioadă = /i
n – numărul acelori valori.
Sistemul de ungere reprezintă ansamblul pieselor și circuitelor aferente care servesc la ungerea pieselor în mișcare, precum și la asigurarea circulației și filtrării uleiului și răcirii motorului.
Sistemul de ungere are rolul de a asigura formarea unei pelicule de ulei între suprafețele pieselor în mișcare relativă ale motorului, pentru a se realiza:
– micșorarea lucrului mecanic consumat pentru învingerea forțelor de frecare;
reducerea uzărilor de toate tipurile ale organelor motorului;
– reducerea temperaturii organelor în mișcare prin preluarea unei părți din fluxul de căldură primit de unele organe în contact cu gazele sau suprafețele fierbinți;
mărirea etanșării cilindrilor;
evacuarea impurităților existente între suprafețele în mișcare.
Există mai multe procedee de ungere (figura 8.1)
Fig. 8.1. Procedee de ungere
Deoarece ungerea prin barbotare nu asigură presiunea necesară creerii forței portante a peliculei de ulei la cuplele puternic solicitate, iar ungerea sub presiune complică și scumpește construcția motorului, în practică, de regulă, se utilizează procedeul mixt: ungerea prin barbotare a cilindrilor, pistoanelor, segmenților, camelor, tacheților și uneori a bolțurilor de piston și ungerea sub presiune a fusurilor arborilor cotiți, arborilor cu came, a organelor de comandă ale supapelor și uneori a bolțurilor de piston. Ungerea prin amestec cu combustibilul se utilizează de regulă la motoarele în doi timpi.
Sistemele de ungere mai pot fi clasificate după locul în care este depozitat lubrifiantul folosit (figura 8.2):
Fig. 8.2. Clasificarea sistemelor de ungere după rezervorul de ulei
a) Sistemul de ungere cu carter umed este cel mai utilizat la motoarele în patru timpi și este caracterizat de faptul că rezervorul de ulei este chiar carterul inferior al motorului.
b) Sistemul de ungere cu carter uscat, are rezervorul de ulei separat de carterul motorului. Față de sistemul cu carter umed, acesta permite reducerea înălțimii motorului, nu este influențat de înclinarea autovehiculului și micșorează oxidarea datorită gazelor de ardere din cater, însă se complică construcția (sunt necesare minim 2 pompe de ulei și un radiator de răcire) și necesită un spațiu mai mare pentru amplasarea rezervorului și radiatorului.
Sistemul de ungere este alcătuit dintr-un circuit principal de ulei și unul sau mai multe circuite secundare. Circuitul principal cuprinde rezervorul de ulei, care de regulă este carterul inferior al motorului, una sau mai multe pompe de ulei, conducte și supape de siguranță. Circuitul secundar cuprinde filtrul de ulei în derivație și radiatorul de răcire. Sistemul de ungere mai cuprinde de asemenea aparate de control pentru determinarea presiunii, temperaturii și nivelului uleiului și dispozitive de siguranță pentru prevenirea suprapresiunii în instalație (figura 8.3).
Fig. 8.3. Instalație de ungere mixtă cu carter umed
1-baie de ulei, 2-sorb; 3-pompă de ulei; 4-supapă de suprapresiune; 5-filtru de ulei;
6-supapa filtrului; 7-arbore cotit; 8-fus maneton; 9-bielă; 10-arbore cu came; 11-pinionul arborelui cu came; 12-antrenorul distribuitorului; 13-axul culbutorilor; 14-culbutor;
15-tijă împingătoare; 16-tachet; 17-blocul cilindrilor; 18-chiulasa
Pompa de ulei asigură deplasarea forțată a uleiului în circuitul de ungere. Se cunosc urmatoarele tipuri de pompe:
-cu pinioane (roti dintate);
-cu excentric;
-cu piston.
Cel mai des se utilizează pompe cu una sau mai multe perechi de roți dințate cu angrenare exterioară sau cu angrenare interioară. Acestea au o construcție simplă, prezintă siguranță în funcționare și au dimensiuni reduse (figura 8.4).
Fig. 8.4. Pompă de ulei cu roți dințate cu angrenare exterioară
1-carcasă; 2,3-roți dințate; 4-axul pompei; 5-pinion de antrenare; 6-capac;
7-supapă de siguranță; 8-arc; 9-șurub.
Supapa de suprapresiune este reglată în așa fel încât presiunea uleiului să se mențină în limitele 2 până la 4 daN/cm. Când presiunea uleiului depășește limita maximă, forța exercitată de arc asupra bilei este invinsă și aceasta deviază excesul de ulei din circuitul principal, menținând presiunea uleiului în rampa centrală la o valoare corespunzătoare.
Radiatorul de ulei se utilizează la motoarele cu carter uscat, la motoarele răcite cu aer și la motoarele mari. Constructiv seamănă cu radiatorul din instalațiile de răcire cu lichid.
Ventilația carterului asigură eliminarea vaporilor de combustibil și a gazelor de ardere din carterul inferior al motorului în scopul frânării procesului de îmbătrânire a uleiului. Ventilația carterului se poate realiza fie prin eliminarea gazelor direct în atmosferă, fie prin aspirarea lor în colectorul de admisie (figura 8.5).
Fig. 8.5. Sisteme de ventilație a carterului
1-conductă, 2,6 filtre; 3,5,7-conducte; 4-carburator.
Conductele de ulei se confecționează din țeavă de alamă, cupru sau oțel. Rampa centrală se confecționează prin găurire în carterul superior al motorului și nu trebuie să depășească diametrul de 15 mm.
Filtrele de ulei au rolul de a reține impuritățile mecanice și apa din ulei. Dacă impuritățile din ulei depășesc 2…10%, acesta devine inutilizabil.
Filtrele de ulei se clasifică astfel:
– după modul de filtrare:
filtre mecanice (cu membrană filtrantă);
filtre active;
filtre magnetice;
filtre centrifugale.
– după finețea de filtrare:
filtre de epurare brută;
filtre de epurare fină.
Uneori se utilizează blocuri de filtre care conțin în aceeași carcasă atât filtru de epurare brută cât și filtru de epurare fină (figura 8.6).
Fig. 8.6. Bloc de filtre de ulei
1-orificiu de admisie; 2-filtru de epurare brută; 3,5-conducte; 4-filtru fin;
6-ax; 7-supapă cu bilă.
Deoarece condițiile severe de filtrare (reținerea particulelor mai mari de 5 m) presupun rezistențe hidrodinamice foarte mari, filtrul de epurare fină se montează în paralel cu circuitul principal de ungere, prin el trecând numai 8… 20% din cantitatea totală de ulei aflat în instalația de ungere. Totuși, pentru a se preveni înfundarea rampei centrale, în circuitul principal se montează un filtru prin care trece întreaga cantitate de ulei (filtru de epurare brută), cu un prag de filtrare de25…120 m.
Filtrele mecanice pot fi cu sită metalică pot avea de la 100…200 găuri/cm2 în cazul sitei sorbului de ulei, până la 15000…2000 găuri/cm2 în cazul filtrelor de epurare fină. Sorbul de ulei eliberează bulele de aer dizolvate în ulei (spărgător de spumă) și cu ajutorul unui plutitor este menținut la suprafața băii de ulei pentru a se preveni aspirarea impurităților depuse pe fundul acesteia.
Filtrele cu discuri profilate pot fi utilizate atât pentru filtrarea brută cât și pentru filtrarea fină, în fincție de mărimea interstițiilor (0,05…0,12 mm).
Filtrele din hârtie au cea mai mare răspândire, în special la motoarele de mic litraj, deoarece pot realiza un prag de filtrare de până la 5 m. Sunt filtre de tip consumabil și se confecționează dintr-o hârtie specială (figura 8.7). La motoarele mari se folosesc filtre cu element filtrant din pâslă.
Fig. 8.7. Filtru de ulei cu element din hârtie
1- bucșa cu filet; 2- orificiu de intrare a uleiului; 3- carcasa interioară;
4- element filtrant; 5- țeavă cu găuri; 6- carcasa interioară.
Fig. 8.8. Element filtrant din hârtie pentru filtru de ulei
Filtrele active folosesc element de filtrare din pâslă, hârtie sau alte materiale impregnate cu substanțe chimice pentru a reține produșii organici de oxidare dizolvați în ulei, precum și apa. Tot în acest scop se mai folosesc silicagelul, amestecuri de oxizi de aluminiu, bauxita, manganul, sulful sau vata de zgură.
Filtrele magnetice rețin impuritățile metalice din ulei. Ele pot fi montate în corpuri speciale sau în dopul de scurgere a uleiului.
Filtrele centrifugale se bazează pe separarea particulelor mecanice sub acțiunea forței centrifuge asigurată de turația foarte mare a rotorului (peste 5000 rot/min). În figura 8.8 este prezentat filtrul centrifugal care echipează motorul MAN 2156.
a
b
Fig. 8.8. Filtru centrifugal de ulei
1-corp; 2-rotor; 3-ax; 4-lagăre axiale; 5-capac; 6-conductă; 7-duză;
8-canale; 9-clopot.
La motoarele în doi timpi există două soluții de asigurare a ungerii:
a) Amestecarea uleiului în procent de 3…5% cu combustibilul. Soluția este practică dar incomodă;
b) Injecția de ulei în curentul aer – benzină din carburator. Procedeul este mai complicat, însă asigură o reducere sensibilă a consumului de ulei.
În ideea că uleiul acumuleaza căldura dezvoltată prin frecare, care caracterizeaza fracțiunea fu din căldura degajată, adică:
Qu = fu. Cc. Qi [kJ/h] (8.1)
Întrucât: Cc = 10-3. ce. Pe [kg/h] (8.2)
unde ce este în g/kWh iar Pe în kW, rezultă:
Qu = 10-3. fu. Qi. ce. Pe [kJ/h] (8.3)
Știind că Qi = 40.000…44.000 kJ/kg și că ce = 230…300 g/kWh, rezultă:
Qu = (9…13). 103. fu. Pe (8.4)
Se admite [3] că fu = 0,02…0,06 și obținem:
Qu = (260…540). Pe [kJ/h] (8.5)
Adoptând valoarea spre limita inferioară [3] de 300, obținem:
Qu = 300. 150 = 45.000 kJ/
Volumul de ulei care trece prin magistrală va fi:
Vu = Qu/cu. u.tu (8.6)
Cu valorile reprezentate anterior și ținând seama că:
cu. u = 1674…1883 kJ/m3K; tu = 15, rezultă:
Vu = (9…20).Pe [l/h] (8.7)
Luand o valoare spre limita inferioară [3] de 12, obținem:
Vu = 12. 150 = 1800l/h
unde Pe este în kW. Pe baza datelor statistice s-a mai caracterizat:
Vu = (6…13). nP. d2f.b [l/h] (8.8)
unde nP este turația de putere maximă în rot/min; df simbolizeaza diametrul fusului iar b numărul de fusuri.
Debitul de ulei din carter Vuc se realizeaza în ipoteza că uleiul efectuează aproximativ 100…250 treceri pe oră, deci Vuc = Vu/(100…250)
Rezultă:
Vuc = 1800/120 = 15 l
În tabelul 8.1 sunt prezentate valorile informative pentru debitele de ulei [3]:
Tab. 8.1
Valori informative pentru volumele de ulei
*Vuc – volumul uleiului care circulă prin rampa centrală
Vpu – volumul livrat de pompă (include și uleiul care traverseaza prin supapa de siguranță)
În tabelul 8.2 sunt date valori informative pentru dimensionarea pompelor de ulei [3].
Tab. 8.2
Elemente pentru dimensionarea pompelor de ulei
În baza acestor date, am adoptat următoarele valori:
Diametrul Dp = 50 mm
Numarul de dinti z = 10
Inaltimea dintilor h = 10 mm
Modulul m = 4,5 mm
Latimea dintilor l = 46 mm
Viteza periferica a rotii dintate v = 5 m/s
Turatia pompei np = n/2.
Principalele defecțiuni care pot apărea la pompele de ulei sunt evidențiate în figura 9.1.
Fig. 9.1. Principalele defecțiuni ale pompei de ulei cu roți dințate
1-crăpături sau fisuri; 2-uzura arborelui conducător; 3-deteriorarea sau uzura pe flancuri a roților dințate; 4-uzura roții conduse; 5-uzura axului roții conduse; uzra capacului pompei; 6-înfundarea sitei sorbului.
Uzurile mari și creșterea jocurilor la principalele piese ale pompei provoacă reducerea debitului și a presiunii uleiului în instalația de ungere. Se impune verificarea jocurilor; la depășirea valorilor admisibile, se înlocuiesc sau se recondiționează piesele defecte. De regulă piesele cu fisuri sau crăpături, roțile dințate deteriorate sau cu uzură pronunțată pe flancuri nu se recondiționează.
Jocul inițial dintre flancurile roților angrenate este în medie de 0,15 mm; dacă, prin uzură, se depășește 0,25 mm, se schimbă roțile. Jocul dintre vârfurile dinților și corpul pompei (figura 9.2) se verifică cu lamele calibrate și poate fi inițial de 0,10…0,18 mm. După o folosire îndelungată, dacă jocul depășește 0,25 mm este indicat a se schimba roțile și la nevoie chiar și corpul pompei.
Fig. 9.2. Verificarea jocului dintre vârfurile dinților și corpul pompei
Jocul dintre corpul pompei și partea frontală a roțilordințate se verifică tot cu lamele calibrate și cu ajutorul unei rigle (figura 9.3). Acest joc poate fi inițial de 0,02…0,10 mm și se admite să crească după uzare până la maxim 0,15 mm.
În mod obișnuit, se uzează mai accentuat capacul pompei în zona de lucru a roților dințate, cu partea frontală a acestora, deoarece roțile dințate se sprijină în capac. Uzura apărută la capacul pompei necesită recondiționarea lui prin rectificarea plană a suprafeței de lucru.
Jocul inițial dintre arborele de acționare și corpul pompei este între limitele 0,015…0,06 mm. La depășirea jocului admisibil de 0,10 mm se poate face recondiționarea pieselor prin rectificarea arborelui și bucșarea locașurilor din corpul pompei, urmată de alezare la o cotă de reparație micșorată față de cota nominală. Recondiționarea se mai poate face și prin cromarea arborelui și alezarea locașurilor din corpul pompei și din roata dințată la o cotă de reparație mărită față de cota nominală. În acest caz, se va urmări să se respecte ajustajul cu strângere inițială dintre arbore și roata conducătoare.
Fig. 9.3. Verificarea jocului dintre corpul pompei și partea frontală a roților dințate
Jocul inițial dintre roata dințată condusă și axul său este tot de 0,015…0,06 mm, iar valoarea maximă admisă este de 0,10 mm. Dacă uzura este mai mare recondiționarea se face ca și în cazul precedent.
Roata dințată de acționare a pompei de ulei se înlocuiește dacă este depășită uzura admisibilă.
Arcul supapei de limitare a presiunii uleiului se poate slăbi pe timpul funcționării. Tarajul arcului se verifică pe dispozitiv și dacă nu corespunde cu valorile prescrise se înlocuiește. La montarea supapei cu arcul său, se va acorda atenție deosebită curățirii locașului supapei, deoarece orice depunere poate influența funcționarea supapei.
Dată fiind construcția acestui tip de pompe, unele operații sunt deosebite față de cele de la pompele cu roți dințate.
Defectele care pot apărea cel mai frecvent la principalele piese ale acestor pompe sunt reliefate în figura 9.4.
Fig. 9.4. Localizarea defectelor pompei de ulei cu rotoare
1-uzarea locașuui corpului pompei; 2-uzura locașului pentru axul rotorului interior;
3-uzura suprafeței interioare a rotorului exterior.
Dacă locașul pentru rotor se uzează peste o anumită limită, se prevede reformarea corpului pompei, deși s-ar putea executa bucșarea lui la o cotă de reparație. Locașul pentru axul rotorului interior se recondiționează prin alezare și se montează o bucșă sau ax majorat la o cotă de reparație.
La rotorul exterior, suprafața exterioară și suprafețele frontale pot fi recondiționate prin cromare dură, urmată de rectificare la cotă nominală.
La rotorul interior, gaura se poate aleza la cotă de reparație și se montează o bucșa sau ax majorat, iar suprafețele frontale se recondiționează prin cromare dură, urmată de rectificare la cota nominală, dacă suprafața exterioară nu este uzată peste limitele admise.
Suprafața exterioară se recondiționează prin cromare dură, urmată de rectificare la cotă de reparație, canalul de pană se frezează la cotă de reparație, iar filetul se recalibrează, dacă nu este deteriorat pe mai mult de două spire.
Suprafața deformată sau cu urme de uzură se rectifcă plan, respectând condiția de neperpendicularitate față de locașul arborelui de maxim 0,05 mm, iar locașul pentru arbore se poate recondiționa prin alezare la cotă de reparație și montarea unui arbore majorat sau prin presarea unei bucșe din bronz și alezerea acesteia la cotă nominală după presare.
Inițial se face curățirea radiatorului prin spălare cu un jet de apă caldă cu sodă caustică sau detergenți orientat în sens invers direcției de trecere a aerului pe timpul funcționării motorului.
Verificarea radiatorului se face vizual și printr-o probă de etanșare care se poate executa fie prin umplerea radiatorului cu apă și supunerea sa la o presiune de 1,2…1,5 bar, fie prin cufundarea radiatorului într-un bazin cu apă și introducerea aerului sub presiune în interiorul său. În ambele cazuri, se astupă cu dopuri de cauciuc racordurile, iar prin orificiul bușonului se introduce apă, respectiv aer, în funcție de procedeul folosit.
Defectele radiatorului care se manifestă cel mai frecvent sunt: fisurarea sau spargerea bazinelor; deformarea, fisurarea sau ruperea țevilor; dezlipirea legăturii dintre țevile de răcire și plăcile bazinelor.
Recondiționarea radiatorului se realizează prin sudare sau lipire în funcție de materialul și construcția bazinelor și miezul radiatorului.
Țevile deformate sau fisurate se dezlipesc, se îndreaptă și se lipesc, iar cele cu deformații sau fisuri prea mari se înlocuiesc cu altele noi. Prin lipire sau sudare se recondiționează și bazinele cu fisuri sau spărturi, precum și legăturile țevilor la plăcile bazinelor.
Etanșarea țevilor față de plăcile bazinelor se face, în funcție de construcția radiatorului, prin lipire sau înlocuirea garniturilor. Țevile noi care se montează trebuie să se mandrineze în orificiile din plăci cu ajutorul unui dorn.
După recondiționarea tuturor elementelor, radiatorul se spală pentru îndepărtarea acizilor rămași după lipire și se verifică din nou etanșietatea.
Baia de ulei poate avea următoarele defecțiuni: fisuri sau crăpături, deformări, deteriorarea filetului de la orificiul pentru bușonul de ulei, etc. Fisurile sau crăpăturile care nu au o întindere prea mare se pot recondiționa prin sudare oxiacetilenică. Deformările se îndreaptă la rece cu un ciocan din material plastic, iar filetul deteriorat de la orificiul pentru bușon impune înlocuirea bucșei filetate cu o bucșa nouă, care se lipește la baie prin alămire.
Conductele de ulei pot prezenta fisuri, deformări sau dezlipirea racordurilor și se recondiționează, după caz, prin lipire, îndreptare la rece sau la cald, înlocuirea sau lipirea racordurilor. De asemenea, se vor verifica și elimina eventualele înfundări.
Filtrele de ulei cele mai utilizate sunt mecanice, cu element filtrant din sârmă, discuri metalice, masă poroasă din pâslă, bumbac, hârti specială poroasă sau alte materiale.
Filtrele cu elemente metalice se spală în solvenți și apoi în benzină sau direct în benzină. Celelalte filtre se înlocuiesc după un anumit număr de kilometri parcurși sau ore de funcționare.
Diferitele defecte care pot apărea la filtrele nedemontabile (fisuri și deformări ale carcasei, deteriorarea supapelor din filtre, deteriorarea garniturii de asamblare pe blocul motor) impun înlocuirea filtrelor deoarece recondiționarea lor este dificilă și neeconomică. Supapa de sens unic sau de scurtcircuitare se spală, se verifică starea ei, tarajul arcurilor și, dacă este necesar, se înlocuiesc elementele necorespunzătoare.
Principalul tip de frecare întâlnit în motor este frecarea de alunecare, de toate felurile : uscată, lichidă( vâscoasă și limită), semiuscată și semilichidă. Organele motorului lucrează în condiții extrem de variate : fusurile arborilor au o mișcare de rotație, pistonul și segmentul au o mișcare alternativă de translație, bolțul are o mișcare oscilantă de rotație, tacheții și uneori supapele au simultan o mișcare de translație și rotație. Unele organe se ung sub presiune (lagărele), altele prin ceață de ulei sau stropire (cilindrii); presiunea de contact în lagăre este de ordinul a 30 daN/cm², iar între camă și tachet este de ordinul a 12000 daN/cm². Temperatura unor organe ale motorului ajunge la sute de grade, a altora la numai câteva zeci de grade, iar ungerea se face cu același ulei (figura 10.1).
Fig. 10.1. Zone caracteristice de temperatură în motor
Procesul de lubrificație se desfășoară normal dacă uleiul:
se alege rațional (numărul sorturilor de ulei este limitat de proprietățile fizice ale substanțelor primare, de procedeele tehnologice, de costul fabricației);
se distribuie corespunzător la organele în mișcare (a-se deplasează la locurile de ungere cu un consum minim de lucru mecanic; b- în doze potrivite, pentru a limita consumul, c- la temperaturi adecvate).
Uleiurile minerale, cu răspândirea cea mai largă în prezent, se obțin din păcură (reziduu obținut prin distilarea primară a țițeiului) prin distilarea la presiuni coborâte. Compușii care se separă sunt:
hidrocarburi parafinice, normale și ramificate;
hidrocarburi naftenice;
hidrocarburi aromatice cu legături duble;
hidrocarburi mixte, rezultate prin combinarea compușilor precedenți;
rășini și asfaltene, care au o structură chimică mai puțin cunoscută.
Abăităncei, D., ș.a. – Motoare pentru automobile și tractoare-vol 2 Construcție și tehnologie, E.T. București, 1980;
Buzdugan, Gh., B. – Rezistența materialelor, E.T. București, 1980;
Grunwald, B. – Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere, E.D.P. București, 1980;
Hălăciugă, I. – Repararea automobilelor, Editura Mirton, Timișoara, 2004;
Macarie, T., N – Automobile – EdituraUniversității din Pitești, 2003;
Poțincu, Gh., Ș.a. – Automobile – Editura Didactică și pedagogică, București 1980;
Racotă, R., Bădescu, N., Dumitrescu, V. – Motoare pentru autovehicule rutiere -Îndrumător de proiectare, Litografia Universității din Pitești, 1990;
Racotă, R. – Notițe de curs – anul universitar 1994-1995;
Racotă, R. – Construcția motoarelor pentru automobile – îndrumător de laborator, Litografia Universității din Pitești, 1995;
Rădoi, M., ș.a – Recondiționarea pieslor – Editura tehnică, București1986;
Tabacu, Șt., ș.a. – Dinamica autovehiculelor – Îndrumător de proiectare, Editura Universității din Pitești, 2004;
Tănase, F., ș.a – Tehnologia reparării automobilelor – Editura didactică și pedagogică, București 1983;
Untaru, M., ș.a. – Dinamica autovehiculelor pe roți – Editura didactică și pedagogică, București 1981.
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Ș.l. dr. ing. RADU IULIAN NEGRILĂ [310576] (ID: 310576)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.