SPECIALIZAREA INGINERIA SISTEMELOR DE PROPULSIE [623853]

UNIVERSITATEA “POLITEHNICA”DIN BUCURE ȘTI
FACULTATEA DE TRANSPORTURI
SPECIALIZAREA INGINERIA SISTEMELOR DE PROPULSIE
A AUTOVEHICULELOR

Proiect de diplomă

Coordonator științific:
Ș.l.Dr.Ing. Cristian Nikolaos Nuțu

Student: [anonimizat]
2019

2

Cuprins

Capitolul 0. Definirea destinației autovehiculului pentru care urmează a fi proiectat
subansamblul impus prin temă………………………………………
Capitolul 1. Realizarea proiectului de organizare generală a autovehiculului și
încadrarea acestuia într -un segment de piață………………………………….
1.1 Alegerea modelelor similare………………………………………………..
1.2 Prezentarea modelelor similare și a caracteristicilor acestora… …………
1.3 Analiza statistică a modelelor similare și predeterminarea principalilor
parametrii dimen sionali, masici și energetici……………………………… …………..
1.3.1 Modul de lucru………………………………………………
1.3.2 Lungimea totală…………………………
1.3.3 Lățimea totală…………………………………………..
1.3.4 Ampatamentul………… ………………………………….
1.3.5 Înălțimea totală…………………………………………………
1.3.6 Ecartamentul față……………………………………….
1.3.7 Ecartamentul spate……………………………
1.3.8 Puterea maximă………………………………………
1.3.9 Cilindreea totală…………………………………………
1.3.10 Masa proprie in ordine de mers………… …………………
1.3.11 Masa utilă nominală………………………………………..
1.4 Soluția de organizar e generală………………………………………………………
1.5 Predeterminarea spațiului de conducere și a dimens iunilor spațiului
util………………………
1.6 Bibliografi a…………………………………………………………………………

Capitolul 2. Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru subansamblul de
proiectat. Alegerea justificată și definitivarea soluției tehnice pentru subansa mblul din
tema de proiect…………..
2.1 Construcția pistonului…………………………………………………
2.2 Construcția bolțului …………………………….
2.3 Construcția segmenților……………………………………………..
2.4 Sistemul de răcire………………………….
2.5 Sistemul de alimentare cu combustibil și supraalimentarea ………………
2.6 Sistemul de distribuție al gazelor…………………………..
2.7 Bibliografie…………………………………………………………….

Capitolul 3. Proiectarea ge nerală a subansamblului de proiectat………………………
3.1 Determinarea parametrilor necesari calcului de tracț iune………………
3.1.1 Determina rea parametrilor necesari ș i cal culul rezistenț ei la
rulare….…
3.1.2 Det erminarea rezistenț ei aerulu i…………… ……

3
3.1.3 Determinarea rezistenței la rampă …………………………
3.1.4 Determinarea rezistenț ei la accelerare………………………….
3.1.5 Determinarea fo rței de tracț iune necesare…………………….
3.2 Determinarea puterilor î nvingerii rez istenței la î naintare…………………
3.3 Predeter minarea caracteristicii la sarcină totală a motorului necesară
atingerii vitezei maxime……………………………………………………..
3.4 Determinarea r aportului transmisiei finale… ………………………..
3.4.1 Determinarea razei de rulare a rotii…………… ……
3.4.2 Determinarea raportului transmisiei finale……………………
3.5 Calculul termic al motorului proiectat……… ……………………………
3.5.1 Generalităț i referitoare la motorul de proiectat……………..
3.5.2 Calculul termic al motorului de proiectat………………….
3.5.3 Calculul proc esului de admisie…………… ……………….
3.5.4 Calculul procesul ui de comprimare……………………… …..
3.5.5 Calculul procesului de ardere…………………………………
3.5.6 Calculul procesului de destindere………………………………
3.5.7 Calculul mă rimilor caracter istice ale ciclului real… ……………
3.5.8 Calculul dimensiunilor fundament ale ale motorului……… …….
3.6 Calculu l dinamic al motorului……… …………………………….
3.7 Stabilirea dimensiunilor bolț ului………………………………………
3.8 Stabilirea dimensiunilor segmenț ilor……………………………………
3.9 Stabilirea dimensiunilor pistonului……………………………………
3.10 Bibliografie…………………………………..

Capitolul 4. Ment enanț a mecanismului motor……………………………………… …
4.1 Funcț iunile mecanismului m otor……………………………………… …
4.2 Modificarea stă rii tehnice a mec anismului motor……………………… …..
4.3 Verifică ri ale meca nismu lui motor…………………………………………
4.4 Reglaje…………………………………………… …………………………
4.5 Operațiuni de întreț inere…………………………… …………… …….
4.6 Bibliografie……………………………………… ……………………….

Capitolul 5. Proiectarea pistonului………………………………… ………………….
5.1 Analiza funcțională …………………………………… ……………
5.2 Construcț ia pistonului…………………………… ……………….
5.3 Alegerea ma terialului……… …………………
5.4 Condiț ii tehnice impuse piesei f inisate…………………………………
5.5 Bibliografie………………………………… ……………………….

4
Capitolul 0. Definirea destinației autovehiculului pentru care urmează a fi
proiectat subansamblul impus prin temă.

Subansamblul ce va fi proiectat va echipa un autoturism cu urmă toarele
caracteristici și performanțe impuse prin temă: autoutilitară cu 2 locuri, sarcina utilă
850 kg, tipul motorului – cu aprindere pr in comprimare (MAC).
Acest tip de autoturism este adresat unei categorii sociale cu nivel financiar mediu
spre ridicat cât și oricărei categorii de vârstă.
Specificațiile tehnice impuse autoturismului se potrivesc cu cerințele pieții.
Aprofundarea acestora se regasește în capitolele următoare.
Caroseria autoturismului va fi în două volume, silueta fiind formată din două
volume. Caroseriile bicorp sunt împarțite în urmatoarele tipuri: break, SUV,
furgonetă, camionetă.
Prin prezența scaunelor ventilate și înc ălzite căt și prin prezența sistemelor de
climatizare se asigură confortul pasagerilor.
Pentru o vizibilitate nocturnă excelentă, autoturismul are în dotare un sistem
de faruri adaptive ce oferă o luminozitate perfectă în viraje.
Siguranța pasivă a pasager ilor trebuie să fie asigurată de construcția caroseriei prin
deformarea controlată a compartimentului față și rigiditatea cât mai mare a
compartimentului habitaclu cât și de sistemele moderne de pretensionare a centurilor
de siguranță și a airbarg -urilor.
Siguranța activă a pasagerilor trebuie să fie asigurată de prezența sistemului
anti-blocare al roților de frânare (ABS) și a sistemului electronic de stabilitate (ESP).
În plus se pot adăuga sisteme pentru avertizarea conducătorului auto la părăsirea
benzi i, sistem de recunoaștere al pietonilor, sistem de frânare în caz de accident,
sistem de menținerea distanței față de autovehiculul din față cât și deplasarea
autovehiculului cu o viteză constantă pe o porțiune de drum.

5
Capitolul 1. Realizarea proiectului de organizare generală a autovehiculului si
încadrarea ace stuia într -un segment de piață.

1.1 Alegerea modelelor similare.
Se aleg 12 modele similare care să r especte tema impusă în proiect ș i
caracteristicile impuse în capitolul 0.

Tabelul 1.1 – Modele similare
Nr. Crt. Denumire autoturism
1 Opel Combo D Tour Excellence 1.6 CDTI 105HP
2 DACIA Dokker Van
3 MERCEDES -BENZ CITAN 109 KA
4 Volkswagen -Caddy IV Maxi Combi -2.0 TDI(150 Hp) DSG
5 CITROEN BERLINGO
6 Peugeot Partner Van
7 Renault -Kangoo Express Maxi II -1.5 Energy DCI(110 Hp)
8 MAN TGE Panel Van
9 Toyota 2500 D4D (75 kW) 2/8pl./4d.
10 NISSAN NV 200
11 Ford 290 L2 H2 Van FWD
12 Peugeot Bipper Tepee 1.3 HDI 80

Criterii de selecție pentru modelele similare au fost:
-Sarcină utilă: 850 kg;
-Tipul motorului: motor cu aprindere prin comprimare (MAC);
-Tipul caroseriei: autoutilitară (VAN);
-Număr de locuri: 2;
-Segment de piață definit de capitolul 0;

1.2 Prezentarea modelelor similare și a caracteristicilor acestora.
Datele cu referință la parametrii principali ai automobilelor similare au fost
selectate din sursele [11] -[20].
Prezentarea modelelor similar e se face cu ajutorul urmă toarelor imagini:

Fig. 1.1 Opel Combo

6

Fig. 1.2 Dacia Dokker

Fig. 1.3 Mercedes Benz Citan

Fig. 1.4 Volkswagen Caddy

Fig. 1.5 Citroen Berlingo

7

Fig. 1.6 Peugeot Partner

Fig. 1.7 Renault Kangoo

Fig. 1.8 Man TGE

Fig. 1.9 Ford 290

8

Fig. 1.10 Peugeot Bipper
Tabel 1.2 – Principalele caracteristici după care au fost alese modelele similare
Nr.
Crt. Denumire
autoturism Anul
fabricaț iei Tip
caroserie Vmax
[Km/h] Nr.loc
uri
Tip
motor Preț
[fără
TVA]
1 Opel Combo 2012 van 164 2 MAC ≈7999€
2 DACIA
Dokker 2012 van 170 2 MAC ≈4900€
3 MERCEDES –
BENZ CITAN 2018 van 150 2 MAC ≈21836
€
4 Volkswagen –
Caddy IV 2015 van 150 2 MAC ≈13078
€
5 CITROEN
BERLINGO 2018 van 110 2 MAC ≈24613
€
6 Peugeot
Partner 2015 van 160 2 MAC ≈6599€
7 Renault –
Kangoo 2013 van 170 2 MAC ≈6009€
8 MAN TGE
Panel 2017 van 150 2 MAC ≈5599€
9 Toyota 2500 2012 van 160 2 MAC ≈12980
€
10 NISSAN
NV200 2015 van 160 2 MAC ≈10200
€
11 Ford 290 2014 van 180 2 MAC ≈7699€
12 Peugeot
Bipper 2017 van 161 2 MAC ≈8779€

Legendă:

Vmax – viteza maximă constructivă a automobilului;
MAC – motor cu aprindere prin comprimare.

În tabelul 1.2 se observă că modelele similare au vitezele maxime constructive
cuprinse în intervalul 150 -170 km/h, valoarea minimă fiind dată de modelul
CITROEN BERLINGO, iar valoarea cea mai m are a vitezei este dată de modelul
Ford 290 .

9
Tabel 1.3 – Parametri sistemului de tracțiune
Nr.
Crt. Denumire
autoturism Dispunere motor Formula
roții Puntea
motoare Transmisi
e Dimensiun
i anvelope
1 Opel Combo Transversală 4×2 Față Manuală
6+1 195/65
R15
2 DACIA
Dokker Longitudinală 4×2 Față Manuală
5+1 185/65
R15
3 MERCEDES –
BENZ
CITAN Longitudinală 4×2 Față Manuală
5+1 225/55
R17
4 Volkswagen –
Caddy IV Transversală 4×2 Față Automată
6+1 205/55
R16
5 CITROEN
BERLINGO Longitudinală 4×2 Față Automată
6+1 195/70
R15
6 Peugeot
Partner Transversală 4×2 Față Manuală
5+1 185/65
R15
7 Renault
Kangoo Transversală 4×2 Față Manuală
5+1 195/65
R15
8 MAN TGE
Panel Longitudinală 4×2 Față Manuală
6+1 225/55
R17
9 Toyota 2500 Transversală 4×2 Față Manual ă
5+1 185/65
R16
10 NISSAN
NV200 Transversală 4×2 Față Manuală
6+1 205/55
R17
11 Ford 290 Transversală 4×2 Față Manuală
6+1 225/55
R17
12 Peugeot
Bipper Transversală 4×2 Față Automată
5+1 185/65
R15

Analiza specificațiilor notate în tabelul 1.3 ne co nduce la următoarele concluzii:
– Dispunerea motorului la patru dintre modelele similare se află in fața
automobilului și la opt dintre cazuri aceasta este transversală.
– Din punctul de vedere al punților motoare, toate modelele prezintă tracțiune
față.
– Transmiterea momentului motor către roțile motoare se face prin
intermediul cutiilor manuale cât și prin intermediul celor automate, acestea
având în cele mai multe cazuri 6 trepte de mers înainte și una de mers
înapoi.

10
Tabel 1.4 – Principalele caracteris tici dimensionale
Nr. Crt. Denumire
autoturism La
[mm] la
[mm] Ha
[mm] L
[mm] Ef/Es
[mm]
1 Opel Combo 4390 1831 1845 2755 –
2 DACIA Dokker 4364 1095 1814 2809 1491/1478
3 MERCEDES –
BENZ CITAN 4140 1729 1915 2500 1660/1645
4 Volkswagen –
Caddy IV 4878 2065 1831 3006 1793/1775
5 CITROEN
BERLINGO 4406 1794 1822 2681 –
6 Peugeot Partner 4380 1810 1812 2728 –
7 Renault – Kangoo 4666 2138 1810 3081 1533/1521
8 MAN TGE Panel 5986 2427 2355 4640 2069/2040
9 Toyota 2500 4715 1800 1985 2985 1560/1540
10 NISSAN NV200 4400 1658 1860 2765 1695/1673
11 Ford 290 5531 2474 2426 3300 1665/1684
12 Peugeot Bipper 3959 1684 1721 2513 –

Legendă:

La – lungimea totală;
la – lățimea totală;
Ha – înălțimea totală;
L – ampatament;
Ef/Es – ecartament față/ecartament spate.

Lungime totală – reprezintă distanța dintre două plane verticale, perpendiculare pe
planul longitudinal de simetrie al autovehiculului și tangente la punc tele extreme față,
spate. [23]
Lățimea totală – reprezintă distanța dintre două plane verticale și paralele cu planu l
longitudinal de simetrie, tangente la autovehicul, de -o parte și de alta a sa, fără a fi
incluse oglinzile. [23]
Înălț imea totală – reprezintă distanța dintre planul de sprijin și planul orizontal
tangent la partea superioară a autovehiculului fără încăr cătură și cu pneurile umflate la
presiunea indicată de producător. [23]
Ampatamentul – reprezintă distanța dintre axele geometrice ale punților. [23]
Ecartamentul – reprezintă distanța dintre dintre două plane mediane ale roților
aceleiași punți. [23]
Consola față/spate – reprezintă distanța dintre două plane verticale paralele
transversale care trec prin punctul extrem din față (spate) al autovehiculului și axa
punții față (spate). [23]

În urma analizării tabelului 1.4 se o bservă:
-lungimile to tale al e modelelor similare se î ncadrează în intervalul [4100 -6000 ] mm,
lungimea cea mai mare fiind a autoturismului Man TGE Panel.

11
-Autoturismul Ford 290 are cea mai mare lățime totală de 2474 mm iar modelul
DACIA Dokker are cea mai mică lățime totală de 1095 mm.
– În intervalul [2500 – 4650] mm se încadrează toate valorile ampatamentelor.
– Valorile ecartamentului față/spate se încadrează în intervalul [1450 – 2050 ] mm

Tabelul 1.5 – Parametri energetici p rincipali ai modelelor similare
Nr.
Crt. Denumire
autotu rism Nr.
cilindri Vt
[cm³] Pmax
[kW] np
[rot/
min] Mmax
[Nm] nM
[rot/mi
n] Tip injecț ie
1 Opel Combo 4 in linie 1598 77 4000 290 1500 Injecție directă
2 DACIA Dokker 4 in linie 1461 55 4500 180 1500 Turbocompreso
r common rail
3 MERCEDES –
BENZ CITAN 4 in linie 1461 66 4500 210 1500 Injecție directă
4 Volkswagen –
Caddy IV 4 in linie 1968 110 3500 –
4000 340 1750 –
3000 Turbocompreso
r common rail
5 CITROEN
BERLINGO 4 in linie 1598 55 3000 225 1500 Turbocompreso
r common rail
6 Peugeot Partner 4 in linie 1560 55 4000 230 1750 Injecție directă
7 Renault –
Kangoo 4 in linie 1461 81 4000 260 1750 Turbocompreso
r common rail
8 MAN TGE
Panel 4 in linie 1968 75 3000 –
3500 300 1400 –
2250 Injecție directă
9 Toyota 2500 4 in linie 2494 65 3800 192 1200 –
3000 Injecție directă
with common
rail
10 NISSAN
NV200 4 in linie 1560 55 3500 210 1500 Injecție directă
11 Ford 290 4 in linie 1973 77 4000 320 2000 Injecție directă
12 Peugeot Bipper 4 in linie 1248 59 3750 200 1500 Injecție directă

Legendă:

Vt – cilindree totală a motorului;
Pmax – puterea maximă a motorului
np – turația motorului la care este atins momentul maxim (turația de putere maximă);
Mmax – momentul motor maxim;
nM – turația motorului la care este atins momentul maxim (turația de cuplu maxim).

Analizând tabelul 1.5 observăm că majoritatea motoare lor utilizate de
constructor pe ntru echiparea medelelor alese, sunt din punct de vedere al arhitecturii,
în linie cu 4 cilindri. Cilindreea totală a motoarelor aparține intervalului [1248 – 2494 ]
cm³. In tervalul puterii maxime este [55 Kw – 110 kW ]. Momentele motoare ale
modelelor similare înregistrează valori mari de peste 190 Nm.

12
Tabelul 1.6 Parametr i masici ai modelelor similare
Nr. crt. Denumire
autoturism m0
[kg] ma
[kg] mun
[kg]
1 Opel Combo 1415 2245 830
2 DACIA Dokker 1189 1959 770
3 MERCEDES –
BENZ CITAN 1930 2800 870
4 Volkswagen –
Caddy IV 1621 2329 708
5 CITROEN
BERLINGO 1522 2402 880
6 Peugeot Partner 1489 2339 850
7 Renault – Kangoo 1373 -1540 2200 827-660
8 MAN TGE Panel 2616 -3022 3000 384-978
9 Toyota 2500 1785 2600 815
10 NISSAN NV200 1217 2000 783
11 Ford 290 2026 2900 874
12 Peugeot Bipper 1260 2085 825

Legendă:

m0 – masa proprie în ordine de mers;
ma – masa maximă admisibilă;
mun – masa utilă nominală.
Masa proprie este masa automobilului complet echipat [23]
Masa maximă admisibilă este masa proprie la care se adaugă 75 kg pentru fiecare
pasager (68 kg – masa pasagerului + 7 kg masa bagajului său). [23]

În urma analizei tabelului 1.6 rezultă următoarele concluzii:
– Masa p roprie cu valoarea cea mai mică o are DACIA Dokker ;
– În jurul valorii 2500 de kg se regăsesc masele maxime autorizate ale
modelelor similare;
– Intervalul [750 – 900] conține mase le utile ale modelelor similare
–
1.3 Analiza statică a modelelor similare si predeterminarea principalilor
parametri dimensionali, masici și energetici.
1.3.1 Modul de lucru.
Pentru a stabili principal i parametri dimensionali, masici și energetici ai
autoturismului, al grupului piston ce va fi proiectat se va utiliza metoda histogramelor
în care se vor evidenția limitele inferioare cât și cele superioare între care se
încadrează parametrii modelelor similare.

Modul de lucru se adopta din lucrarea .[23]
Δx=(Xmax -Xmin)/(1+3,322* lgn) (1.1)
K=(X*max -X*min)/ Δ*x (1.2)

13
Unde:
Δx – mărimea subintervalului;
Δ*x – mărimea intervalului adoptat;
Xmax/Xmin – valoarea maximă a parametrului analizat;
X*max -X*min – valoarea maximă/minimă adoptată a parametrului analizat;
K – numărul subintervalelor;
n – numărul modelelor similare;
Pentru a obține un număr întreg de subintervale, k, se calculează mărimea Δ*x
și se adoptă
X*min < Xmin respective X*max < Xmax.
Analiza lungimii totale, pe baza tabelului 1.4, se face în felul următor:
n=12 modele similare;
Xmin= 3959 mm; Xmax= 5986 mm.
Astfel Δx=(5986 -3959)/(1+3,322lg12)=442,090 mm
X*min,X*max se adoptă.
X*min=3960 mm; X*max=5990 mm
Tabelul 1.7 – Indicatorii carac teristicilor modelelor similare
Nr. Crt Marime Xmax Xmin ∆x X*min X*max ∆*x K
1 La[mm] 5986 3959 157.02 3960 5990 157.25 12.91
2 L[mm] 4640 2500 165.77 2500 4640 165.77 12.91
3 Ha[mm] 2426 1721 54.61 1720 2430 55 12.91
4 la[mm] 2474 1095 106.82 1100 2470 106.13 12.91
5 Ef[mm] 2069 1469 46.48 1470 2070 46.48 12.91
6 Es[mm] 2040 1465 44.54 1470 2040 44.15 12.91
7 Pmax[kW] 110 55 4.26 55 110 4.26 12.91
8 Vt[cm³] 320 180 10.84 180 320 10.84 12.91
9 m0[kg] 2026 1217 62.67 1220 2030 62.75 12.91
10 mun[kg] 880 708 13.32 710 880 13.17 12.91

1.3.2 Lungimea totală (La)

Fig. 1.11 – Histograma lungimii totale.

14
Prin histogram a de mai sus scoatem in evidență cum constructorul adoptă o
lungime din intervalul [4365 -4771 ] mm. Dacă se adoptă lungimi prea mi ci,
ampatamentul va fi nevoit să aibă dimensiuni reduse. Acest fapt poate duce la apariț ia
tangajului, iar d aca lungimea este prea mare crește masa autovehiculului și se
micșorează capacitatea de trecere longitudinală față de un alt autoveh icul cu aceiași
gardă la sol.
Pentru autoturismul de proiectat se adoptă valoare a lungimii totale de La=
4652 mm. Prin aceasta dimensiune se oferă pasagerilor un confort mai bun cât și un
spațiu destul de mare pen tru compartimentarea motorului.
1.3.3 Lățimea tot ală (la)

Fig. 1.12 – Histograma laț imii totale.
Din histogram a de mai sus se poate observa că cele mai întâlnite dimensiuni
ale lățimii totale sunt î n intervalul [1501 -1907 ] mm. Dacă avem o lățime mai mare,
spațiul pentru pasageri este mai mare, oferin d un confort mai bun acestora cât și
avantajul la creș terea ecartamentului pentru o mai bună stabilitate in viraje.
Se alege o lăț ime de la= 1875 mm.
1.3.4 Ampatamentul (L)

Fig. 1.13 – Histograma ampatamentului.

15
Din histograma de mai sus se obse rvă că dimensiune a ampatamentului se
încadrează î n intervalul [2500 -3035 ] mm. Dacă autovehiculul are un am patament mai
mare este foarte ușor să dimensionăm tangajul și să î i oferim o stabilitate mai ridicată
în viraje. Se alege un autovehicul cu un ampatament de 2980 mm.

1.3.5 Înalțimea totală (Ha)

Fig. 1.14 – Histograma înălțimii totale.
Înălțimea totală a autovehiculului influențează foarte mult vizibilitatea
conducatorului autovehiculului cât ș i stabilitatea mai buna a autovehiculului in viraje.
Autoveh iculele sunt încadrate î n intervalul [1270 -1897 ] mm. Se alege un autovehicul
cu înălțimea totală de 1933 mm.

1.3.6 Ecartamentul față (Ef)

Fig. 1.15 – Histograma ecartamentului față .
Prin histograma de mai sus putem observa ca ecartamentul fata al modelelor
similare se inc adreaza in intervalul [1469 -1619 ] mm. Pentru autovehiculul ce trebuie
proiect at vom alege un ecartament față de 1683 mm, deoarece distanța dintre roțile

16
din față avantajează foarte mult dispunerea motorului cât ș i a celorlalte componente
auxiliare.

1.3.7 Ecart amentul spate (Es)

Fig. 1.16 – Histograma ecartamentului spate.
Din histograma de mai sus observăm că dimensiunile cele mai bune ale
ecartamentului spate se incadreaza in intervalul [1465 -1580 ] mm. Vom alege
dimensiunile ecartament ului spate de 1670 mm. Această dimesiune ajută la
stabilitatea autovehiculului pe drum.

1.3.8 Puterea maximă (P)

Fig. 1.17 – Histograma puterii maxime.
Pentru a atinge o vitez ă maximă din construcț ie, motor ul autovehiculului are
nevoie să dezvolte o putere mai mare.
Conform figuri i de mai sus, constructorii preferă o putere încadrată in
intervalul [55-66 ]KW. Vom alege o putere de 70 KW.

17
1.3.9 Cilindreea totală (Vt)

Fig. 1.18 – Histograma cilindreei totale.
Din histograma de mai sus putem observa c ă modelele similare alese se
încadrează î n intervalul [1248 -1498 ] cmc dar și î n intervalul [1498 -1748 ] cmc.
1.3.10 Masa proprie în ordine de mers (m0)

Fig. 1.19 – Histograma m asei proprii in ordine de mers.
Din figura 1.19 masa în stare de funcț ionare cel mai ades ea întâ lnită este
încadrată î n intervalul [1356.4 -1523.8 ] Kg. Vom alege un a utovehicul cu masa
proprie î n ordine de mers de 1500 Kg
1.3.11 Masa utilă nominală (mun)

Fig. 1.20 – Histograma masei utile nominale.

18
Din histograma masei utile nominale putem observa că modelele similare alese se
încadrează î n intervalul …………….. Kg. Pentru proiectarea autovehiculului vom alege
o valoare a masei utile nominale de 850 Kg

1.4 Soluția de organizare generală.
Locul de dispunere al motorului și al punții motoare ne arată organizarea generală
a autoturismelor similare .
Din tabelul 1.3, în care sunt prezentaț i parametrii principali ai sis temului de
tracțiune, se observă că toate modelele similare au puntea motoare față cu formula
roților 4×2. Vom alege un aut ovehicul cu organizarea generală totul față ș i cu motorul
dispus transversal ca in figura de mai jos.

Fig. 1.21 Soluția „totul față ” cu motorul dispus tansversal.[21 ]
Unde:

CV = cutia de viteze;
Va = viteza autovehiculului;
M = motorul autovehiculului;
A = a mbreiajul;
PM = puntea motoare;
Printre cele m ai importante avantaje ale soluției „ totul față” se enumeră :
-o stabilit ate mai bună î n viraj;
-o sensibilitate redusa la vâ ntul lateral;
-o construcție simplă a punț ii din spat e;
-un spațiu mai mare pentru încărcătură.
Printre cele mai importante dezavantaje ale soluției „ totul față” se enumeră:
-în momentul î n care autov ehiculul este î ncarcat la maxim, capacitatea de trecere pe
un drum umed sau la deplasarea în rampă ;
-solicitările suspensiei punții din față cresc;
-anvelopele sun t uzate mai intens, deoarece roțile autovehiculului sunt în același timp
de direcție ș i de tr acțiune

19
1.5 Predeterminarea spațiului postului de conducere și a dimensiunilor spațiului
util.
Schița d e organizare generală a autovehiculului de proiectat se va realiza cu
ajutorul programului AutoCad, p e o plasa A0, cu scara de 1:10 î n care vor fi
reprezentate componentele p rincipale ale autovehiculului, șoferul în patru vederi
principale.
Pentru a repr ezenta ș oferu l autovehiculului este nevoie să reprezentăm schița
manechinului de mai jos, astfel determinand spațiul pentru postul de conducere.

Fig. 1.22 Schiț a manechinu lui cu principalele unghiuri[22 ]
Mai jos vom reprezenta î ntr-un tabel val orile ung hiurilor manechinului.
Tabelul 1.8 Val orile unghiurilor manechinului î n fun cție de nivelul de confort.[23 ]
Unghiul [ ᵒC] Nivelul de confort
Satisfăcă tor Mulț umitor Bun
α 80-100 84-96 85-92
β 99-131 107-123 111-119
γ 89-101 91-99 93-97
δ 42-52 44-50 46-48
ε 84-124 92-116 100-108
Pentru unghiurile preze ntate anterior se vor alege urmă toarele unghiuri:
α = ….ᵒ, β = ….ᵒ, γ = ….ᵒ, δ = ….ᵒ, ε = ….ᵒ.

Fig. 1.23 Dimensiunile postului de conducere.

20
Tabelul. 1.9 Limitele de modificare ale dimensiun ilor postului de conducere.[23 ]
Nr. crt. Dimensiunea Limita de modificare Dimensiunea adoptată
1 Unghiul de înclinare
spre î napoi β [ᵒ] 9-33 20
2 Distanța verticală de la
punctul R la punctul
călcâ iului, Hz[mm] 130-320 182
3 Cursa orizontală a
punctului R[mm] Min 130 800
4 Diametrul volanului
D[mm] 330-600 361
5 Unghiul de î nclinare al
volanului α [ᵒ] 10-70 22
6 Distanța orizontală
dintre centrul volanului
și punctul călcâ iului
Wx[mm] 152-660 394
7 Distanța verticală
dintre centrul volanului
și punctul călcâ iului
Wz[mm] 530-838 593

Fig. 1. 24 Amplasa rea pedalei de comandă [23

Fig. 1.25 Amplasarea pedalei de comandă pentr u autoturismul de proiectat[23 ]

21
Pedalele de frână și de ambreiaj sunt mai sus decât pedala de accelerație,
deoarece în timpul deplasă rii auto vehiculului, pedala de accelerație trebuie să prezinte
un acces d e apă sare comod.
Pedala ambreiajului se acționează în totdeauna cu piciorul stâ ng. Pentru a
decupla m ototul de cut ia de viteze, apasă m pedala de ambreiaj iar pentru a cupla
motorul de cutia de viteze, ridică m piciorul de pe pedala de ambreiaj. Piciorul pe
pedala de ambreiaj trebuie ținut cu călcâiul în aer și cu vârful tălpii pe pedala la
podea, după care se ridică uș or piciorul și motorul se cuplează cu cutia de viteze.
Pedala de acționare a frânei de serviciu (picior), se poate acț iona doar cu
picioru l drept. Piciorul pe pedală se ține cu călcâiul pe podea și cu talpa pe pedală. În
funcție de forța cu care se apasă pe pedala de frână, autovehiculul poate frâna sau
opri. Pentru ca roțile să fie foarte efici ente este necesar ca acestea , în urma frână rii să
urmeze să se mai deplaseze.
Pedala de accelerație se acționează tot c u piciorul drept. Acesta fiind în
permanenț ă sprijinit cu călcâiul în podea, astfel se realizează alimentarea cu
combustibil a motorului. Această pedală de acceleraț ie trebuie apasa ta foarte fin , în
mod progresiv pănă la o turație a motorului ce î i va asigura autovehiculului o viteză
de deplasare dorită .

Fig. 1.26 Dimensiunile postului de conducere pentru automobilul proiectat la scara
1:20

22
1.6 Bibliografia.

[1]-MercedesBenz -Citan https://www.carfolio.com/search/results/?terms=Mercedes –
Benz++Citan -05.03.2019
[2] -https://www.ultimatespecs.com/search -05.03.2019
[3]-http:/ /www.autocobalcescu.ro/vehicule -ocazie -05.03.2019
[4]- https://carda taconsultants.com/ – 05.03.2019
[5]-DACIA DOKKER -https://www.autoevolution.com/cars/dacia -dokker -van-
2012.html#aeng_dacia -dokker -2013 -12-tce-115-hp-05.03.2019
[6]-Volkswagen Caddy IV -https://www.auto -data. net/ro/volkswagen -caddy -iv-maxi –
combi -2.0-tdi-150hp -dsg-28489 -05.03.2019
[7]-Citroen Berlingo -https://www.motor1.com/news/250226/2019 -partner -berlingo –
combo -revealed/ -05.03.2019
[8]-https://www.autovit.ro/autoutilitare/q -combo/?search%5Bcountry%5D =-
05.03.2019
[9]-Peugeot Bipper -https://www.auto -data.net/ro/peugeot -bipper -tepee -1.4-75hp –
17690 -05.03.2019
[10]-http://www.camionnettefr.com/peugeot_bipper -8/dimensions -1589.html –
05.03.2019
[11]https://www.google.com/search?q=Opel+Combo+D+Tour+Exce llence+1.6+CDT
I+105+HP&source=lnms&tbm=isch&sa=X&ved=0ahUKEwjL75zZnoLjAhUq_CoK
HZ2aAqcQ_AUIECgB&biw=862&bih=628 -24.06.2019
[12]
https://www.google.com/search?biw=862&bih=579&tbm=isch&sa=1&ei=Md
IQXfHOA –
XUgwfoyKKQAw&q=DACIA+Dokker+Van&oq=DACIA+Dokker+Van&gs_l=img.
3..0l6j0i30l4.263530.263530..265362…0.0..0.106.106.0j1……0….2j1..gws -wiz-
img.TBD45vf0JM8 -24.06.2019
[13]https://www.google.com/search?biw=862&bih=579&tbm=isch&sa=1&ei=PdMQ
XcbSFJ6IjLsP5daZyAc&q=MERCEDES –
BENZ+CITAN+109+KA&oq=MERCEDES –
BENZ+CITAN+109+KA&gs_l=img.3…75666.75666..76900…0.0..0.116.116.0j1……
0….2j1..gws -wiz-img.SR -7AuF tVns#imgrc=T_ocAua4qg0eTM: -24.06.2019
[14]https://www.google.com/search?biw=862&bih=579&tbm=isch&sa=1&ei=i9MQ
XY-5KM6GjLsPksCh -AM&q=Volkswagen -Caddy+IV+Maxi+Combi –
2.0+TDI%2 8150+Hp%29+DSG&oq=Volkswagen -Caddy+IV+Maxi+Combi –
2.0+TDI%28150+Hp%29+DSG&gs_l=img.3…108106.108106..109307…0.0..0.103.1
03.0j1……0….2j1..gws -wiz-img.rmUvR55TAzk#imgrc=Tb1QRDYmh8 -tEM: –
24.06.2019
[15] https://www.google.com/search?biw=862 &bih=579&tbm=isch&sa=1&ei= –
tMQXf31AvODjLsP0fm7gAw&q=CITROEN+BERLINGO&oq=CITROEN+BERLI
NGO&gs_l=img.3..0l10.278919.278919..280006…0.0..0.109.109.0j1……0….2j1..gws –
wiz-img.ZXmrSZeyO88#imgrc=rdIYIJ -ogDWrbM: 24.06.2019

23
[16]https://www.google.com/s earch?biw=862&bih=579&tbm=isch&sa=1&ei=E9UQ
XfHKEfKGjLsPnPu9mAo&q=Peugeot+Partner+Van&oq=Peugeot+Partner+Van&gs
_l=img.3…74644.74644..76015…0.0..0.99.99.1……0….2j1..gws -wiz-
img.nj3KSZtnYtU#imgrc=rVrvE4nBdF2 -1M: 24.06.2019
[17]https://www.google.com/search?biw=862&bih=579&tbm=isch&sa=1&ei=YNU
QXbKxGN -IjLsP6qSZwAI&q=Renault -Kangoo+Express+Maxi+II –
1.5+Energy+DCI%28110+Hp%29&oq=Renault -Kangoo+Express+Maxi+II –
1.5+Energy+ DCI%28110+Hp%29&gs_l=img.3…64164.64164..67301…0.0..0.103.10
3.0j1……0….2j1..gws -wiz-img.7 -jNTX53hN0#imgrc=dUV7ZNMVxRUZIM:
24.06.2019
[18]https://www.google.com/search?biw=862&bih=579&tbm=isch&sa=1&ei=pNUQ
XcSUNq3Ugwee3p2ADg&q=MAN+TGE+Panel +Van&oq=MAN+TGE+Panel+Van
&gs_l=img.3..0i19.58135.58135..59515…0.0..0.147.147.0j1……0….2j1..gws -wiz-
img.HlVh4nPSIjY#imgrc=aNNZP3xfycqFeM: – 24.06.2019
[19]https://www.google.com/search?biw=862&bih=579&t bm=isch&sa=1&ei=8dYQ
Xf6nB4 –
2Urfpt4gJ&q=nisan+nv+200&oq=nisan+nv+200&gs_l=img.3..0i10i30j0i10i24.8638
2.89787..90384…0.0..0.106.1187.6j6……0….2j1..gws -wiz-
img…….35i39j0i67j0j0i5i30j0i8i30j0i30.22Gu0lPcJY8#imgrc=miaqy__nbOei7M: –
04.06.2019
[20]https://www.google.com/search?biw=862&bih=579&tbm=isch&sa=1&ei=TNcQ
XeP7L7rJgwevmIaYDw&q=Peugeot+Bipper+Tepee+1.3+HDI+80&oq=Peugeot+Bip
per+Tepee+1.3+HDI+80&gs_l=img.3…89670.89670..91183…0.0..0.100.100.0j1……0.
…2j1..gws -wiz-img.qjnXNUmlfR0#imgrc=eK5_qh5QlJeMwM: 24.06.2019
[21]https://www.google.com/search?biw=862&bih=579&tbm=isch&sa=1&ei=TNcQ
XeP7L7rJgwevmIaYDw&q=Peugeot+Bipper+Tepee+1.3+HDI+80&oq=Peugeot+Bip
per+Tepee+1.3+HDI+80&gs_l=img. 3…89670.89670..91183…0.0..0.100.100.0j1……0.
…2j1..gws -wiz-img.qjnXNUmlfR0#imgrc=eK5_qh5QlJeMwM: -sol totul fata –
24.06.2019
[22]https://www.google.com/search?biw=862&bih=57 9&tbm=isch&sa=1&ei=W9gQ
XamqHbPkgwe51pfgAg&q=principalele+unghiuri+ale+manechinului&oq=principale
le+unghiuri+ale+manechinului&gs_l=img.3…273336.283498..285504…1.0..0.125.35
79.36j3……0….1..gws -wiz-img…….35i39j0j0i67j0i24.Q9Kx9C2j8 –
E#imgrc=544MSu Kt77Tn3M: -manechin – 24.06.2019
[23] Andreescu C. – “Dinamica autovehiculelor -Curs, Universita tea Politehnica
Bucuresti -2017.
[24] Andreescu C. – “Fiabilitatea autovehiculelor – Curs, Universit atea Politehnica
Bucursti – 2018
[25] Frațilă Ghe., Fraț ilă Mariana, Somoila St., Automobile, constructive, întreținere
și reparare -Bucureș ti: Editur a Didactica ș i pedagogica, 2017
[26]-http://www.scritub.com/tehnica -mecanica/Alegerea -parametrilor –
principa13529.php 27.06.2019

24
Capitolul 2. Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru subasamblul
de proiectat. Alegerea justificată și definitivarea soluției tehnice pentru
subans amblul din tema de proiect.
2.1 Construcția pistonului.
Cinematica pistonului.
Pistonul motorului are o mișcare de translație ce variază. Cursa pistonului
reprezintă miș carea pistonului de la punctul mort interior la punctul mort exterior.
Punctele moarte se realizează în momentul în care manivela si biela sun t una
în prelungirea celeilalte.

Pistonul. Rolul funcțional și părț ile component e ale pistonului .
Rolul funcț ional al pistonului este de a permite fluidului motor executarea unui
ciclu. Datorită pisto nului volumul cilindrului variază .
Prin intermediul segme nților pistonul asigură etanșarea la gaze și ulei. Pentru
motoarele î n doi timpi pistonul preia rolul în distribuție , iar pen tru motoarele
supraalimentate î n patru timpi pistonul preia rolul de com presor.
În urma arderii de combustibil, pistonul transmi te o parte din caldură la pereț ii
cilindrului.
Pistonul este alcă tuit din:
-capul pistonului;
-regiunea port -segment;
-mantaua pistonului;
-umerii pistonului.
Pistonul este supus la următoarele solici tări:
Solicită ri mecanice:
Prin solicitări mecanice întelegem: acț iunea gazelor d in cilindru asupra
pistonului cât și reacț iunea pistonu lui cu alte componente prin legă turi mecanice.
Cilindrul și pistonul se uzează neuniform. U zurile acestora fiind mai mar i în
partea superioară a cilindrului, iar la periferia acestuia uzurile nu sunt deloc egale.
Pistonul basculează î n jurul axei de rotire, acesta venind î n contact cu cilindrul
motorului.
Solicitări termice:
Prin solicitări termice înțelegem: pistonul primește că ldura prin intermediul
capului pistonului. Ac eastă caldură este evacuată prin cilindru spre agentul de răciere
sau carter în momentul î n care p istonul este echipat cu instalație de răcire .
Pistonul primește caldură doar prin partea capului pist onului , fapt pentru care
apar diferențe de temperatură pe suprafaț a acestuia.
Datorită diferențelor de temperatură, pistonul nu poate etanș a corect cilindrul.
Acesta trebuie montat cu joc, între piston și cilindru trebuie să existe un joc pentru a
forma un film de ulei.
În momentul montă rii pistonului cu joc, a cesta face ca bascularea să producă
izbirea pistonului de cilindru, deplasă ri ale pistonului unde se produce desprinderea
mecanică a segmenț ilor de pe piston.

25
Diferențele de temperatură dintre suprafe țele pistonului determină apariția
unor dilatări, creâ nd pericol de gripare a acestuia.
În dreptul umerilor pistonului se produce o dilatare radial ă, ce este inegala din
cauza concentrării de material. Datorită variațiilor de temperatură apar tensiuni
termice, rare ș i foarte importante la capul pistonului.
Din punct de vedere funcțional, cât ș i din punct de vedere al comportării și
încărcării ma terialelor din care este confecționat motorul, solicită rile termice au un rol
mai important decat încercă rile mecanice.
Materialul din care se confecționează pistonul t rebuie să îndeplinească foarte
multe condiț ii precum:
-rezistență mare la uzură ;
-duritate mare;
-rezistență mecanică la rupere, în funcție de temperatura de funcț ionare a motorului.;
-coeficient fo arte redus la dilatare;
-conductibilitate foarte redusă.
Pentru fabricarea pistoanelor se folosesc aliaje de alumi niu sau fonta. Aceste
aliaje având urmă toarele avantaje:
-duritate foarte mare;
-coeficient de dilatare mic;
-caracteristici mecanice bune
Prin aplicarea un or tratamente termice putem creș te durita tea și rezistența
mecanică a pistoanelor din aluminiu.
Se amplifică uzura pistonului datorită lipsei de ulei dintre piston și cilindru în
momentul funcț ionarii motorului. Pentr u a preveni griparea pist onului , acesta se
acop era cu un strat de grafit ce reț ine impuritaț ile dure din ulei. Acoperirea pistonului
cu un strat de plumb protejează pistonul la atacuri chimice.
În momentul în care dorim să amplificăm zgomotul , vom acoperi man taua
pistonului comp let sau parț ial cu un material polimeric.

Fig. 2.1 Regiunile pistonului.[2]

26
Construcț ia capului pistonului.
Forma capului pis tonului de MAC este mai complexă deoarece pistonul
conține total sau parț ial camera de ardere. Pistonul se apropie foarte mult de chiulasă ,
deoarece raportul de comprimare al acestuia este foarte mare. Pentru a proteja capul
pistonului de jetul de combustibil sau de flacara de ardere se acoperă cu inserții
realizate din fontă specială . Partea d e jos a pistonul ui se realizează cu nervuri în
tocmai pentru a mă ri rigiditatea capului piston ului. Aceste nervuri produc în timp
dilată ri diferite.
Construcția port -segmenț ilor.
Porțiunea port-segment are forma unui manșon rigid ș i solidar cu capul
pistonului. Sunt prez ente canalele în care se dispun segmenții cât ș i orificiile prin care
uleiul este trimis că tre cart erul motorului. Pistonul se află la temperaturi foarte mari ,
datorita acetui fapt apar dilatări de nestăpâ nit.
Caldura din motor este evacuată de către seg menț i spre cilindrul motorului,
primul segment fiind expus cel mai mult la uzare. Pentru a evita u zarea acestui
segment se aplică urmă toarele procedee:
-se marește distanț a dintre capul pistonului ș i primul segment;
-se racordează porț iunea de jos a pisto nului cu regiunea port -segment;
-se prelucrează cateva șanț uri de destindere în capul pistonului;
-se separa regiunea port -segment de restul portiunii pistonului.
Temperatura cea ma i mare la care trebuie sa ajungă capul pistonului est e de
maxim 350 -400 .
Construcț ia mantalei pistonului .
Presiunea pe suprafaț a mantale i este limitată de existența particulei d e ulei
lubrifiant, deoarece forț a normal ă acționează doar într -un plan. În partea cealaltă a
pistonului unde mantaua nu acționează , lungimea acestui a este mai mica deoarece se
micșorează masa pistonului.
Mantaua est e prelucrată cu o ovalitate în plan transversal, î n scopul de a
controla jocurile pistonului î n cilindru.
Construcț ia pistoanel or pentru motoarele semirapide ș i lente.
Pistoanele motoarelor semirapide ș i lente sunt de dimensiuni mari ș i mai
robuste, deoa rece încărcă turile termo -mecanice sunt mai mari. Majoritatea pistoanelor
sunt construite cu cap de cruce. Pistoanele ce nu sunt construite cu cap de cruce sunt
construite asemanator cu cele de la motoarele rapide. Lungimea ma ntalei este mult
mai mare, pereții pistonului sunt mai groș i. Pentru u nele motoare, capul pistonelor ș i
regiunea port -segment este confecționată dintr -un material cu rezistență mult mai
mare la coroziune și la temperaturi f oarte ridicate. Dacă ră cim pa rtea de jos a
pistonului vom obț ine un regim termic scă zut.
Avantajul la soluția prezentată mai sus este că se poate înlocui partea
superioară a pistonului în cazul în care apar uzuri foarte pronunț ate.
La toate pistoanele zon ele următoare sunt ră cite cu ulei:
-capul pistonului;
-regiunea po rt-segmenț i.
Instalația de răcire a pistonului se împarte î n doua mari categorii:

27
-instalație de racire cu circuit special;
-instalație de racire prin stropire.
Instalația de răcire cu cir cuit special cuprinde o instalaț ie prin care lichidul
este adus la piston sub presiune, iar apoi evacuat .
Prin intermediul țevilor telescopice sau a țevilor articulate se formează
legat ura dintre piston si pompa de ră cire.
În cazul instalației de ră cire pr in stropire, lichidul de răcire este uleiul și
trebuie adus sub presiune î n piciorul b ielei printr -un canal ce se află pe bielă .
La anumite pistoane uleiul pătrunde printr -o piesă auxiliară ce este montată
sub capacul pistonului.

2.2 Construcția bolțului.
Bolțul este o piesă ce se montează î n umerii pi stonului ș i are rolul de a realiza
o articulație între piston și bielă .
Bolțul pistonului este piesa cu o formă cilindrică ce are la interior mai multe
degajări impuse prin condiț iile de montaj al acestuia, iar în partea de interior este
gaurit. Această gaură de la inter ior are rolul de a pastra o bună rezistență .

Fig. 2.2 Construcția bolț ului.[3]
Pentru a monta bolțul pe piston folosim urmă toarele metode:
-bolțul trebuie să fie mobil în umerii pistonului și în piciorul bielei. Acest bolț se
numește bolț flotant.
-bolțul trebuie să fie fix în piciorul bielei și mobil î n umerii pistonului;
-bolțul trebuie să fie fix în umerii pistonului și mobil î n piciorul bielei.

Fig. 2.3 Bolțul.[3]
Prin montarea bolțulu i flotant avem urmă toarele avantaje:

28
-în momentul funcționării motorului, bolțul se poate roti și conduce la mi cșorarea
relativă a vitezei dintre bolț și umerii pistonului, reducâ nd o parte din uzuri ale
acestuia;
-în umerii pistonului și în piciorul biele i se stânge o bulă de ulei ce amortizează
șocurile sistemului;
-bolțul poate avea momente de dilatare liberă , fapt pentru care apar tensiuni termice.
Printre dezavantaje le montajului flotant se enumeră și necesitatea asigură rii
axiale.
La motoarele în car e avem bolțul fix î n piciorul biele i, biela neces ită mai
multe proceduri de construcție, aceasta avand o taietură, fapt pentru care bolț ul preia
o elasticitate foarte bună .
Bolțul este fixat printr -un șurub. Acesta poate fi fixat în piciorul bielei și pri n
strângere î ncalzindu -se piciorul bielei la 250 -300 .
Avantajul montă rii prezentate mai sus constitui e reducerea lungimii de calcul
și a eforturilor unitare din bolț . Pentru a redu ce lungimea de calcul trebuie să avem
presiuni specific mai mari în bolț , iar p entru a avea presiuni specific î n umeri, mai
mici se poate mari lungimea umerilor pistonului.
Construcț ia mai compleza a piciorului bielei este unul dintre dezavantajele
montajului prezentat mai sus. Pentru montajul fix î n um erii pistonului, trebuie c a
bolțul să fie fixat la o extremitat e sau la ambele.
Avantajele montajului prezentat mai sus sunt:
-lipsa ungerii umerilor;
-asigurarea axială.
Dezavantajele montajului prezentat mai sus sunt:
-construcț ia pistonului este mai complicată ;
-creșterea lungimii de calcul.
Ungerea ans amblului se realzează liberă sau forțată , fapt pentru care piciorul
bielei trebuie să fie în permanență alimentat cu ulei.
La motoarele în patru timpi se folosește ungerea liberă. În umerii pistonului
trebuie să avem orificii prin care pă trunde uleiul din carter . Pentru a intensifica
ungerea în piciorul bielei trebuie să avem un orifi ciu. Pentru a avea o ungere forțată
trebuie să avem uleiul fără presiune, deoarec e o parte din uleiul de pe pereții
cilindrului se dirijează spre bolț sau este uns piciorul bielei cu ulei cu presiu ne printr –
un orificiu amplasat î n capul bielei.

2.3 Construcția segmenților.
Segmenții au cel mai important rol în etanș area cilindrului, deoarece acest rol
nu poate fi î ndepl init de catre piston. Coefic ienții de dilatare ai ma terialelor din care
sunt confecționate pistonul ș i cilindrul sunt inegali si im pun ca montarea
componentelor să se facă cu joc.
Datorită lipsei etanșării la gaze se antrenează scă parea gazelor din camera de
ardere și pătrunderea ace stora în carter duce la scăderea puterii motorului și la
creșterea consumului de combustibil.

29
Dacă lipsește buna etanșeitate a camerei de ardere, pă trunde uleiul, fapt ce
duce la creșterea consumului de ulei cât și arderea lui și cocsarea segmenț ilor.
Dacă se formează depuneri pe pereții camerei de ardere se înrăutățește
transferul de căldură și pot apărea aprinderi secundare. Dacă injectorul este îmbâ xit cu
ulei exista p osibilitatea de a perturba funcț ionarea motorului.

Fig. 2.4 Segmenț ii[4]
Prin segmen ți se transferă o parte din căldura primită de la capul pistonului de
la gaze le de ardere către cil indru. Se poate monta pistonul î n cilindru cu jocuri mult
mai mici î n zona mantalei pistonului, deoarece regimul termic este mult mai mic.
Segmenții sunt de forma unui inel și sunt prevăzuti cu o tăietură pentru a oferi
o elasticitate mai bună ș i pentru a permite dilatarea liberă a acestora. Aceștia dezvoltă
o presiune în cilindru ș i pot fi de mai multe feluri, precum:
-segment de presiune constantă – valoarea presiunii este aceiași pe orice porț iune a
segmentului;
-segment de presiune variabilă – presiunea variază între două punc te după suprafaț a
segmentului.
Segmenții se montează cu joc radial sau axial.
Pentru etanșarea mai bună la gaze, segmenții de comprimare sunt aplicaț i
elastic.
Acuratețea suprafețelor de lucru și a suprafeț ei cilindrului cond uc la
perfecțiunea etanșeităț ii.
Pulsația segmentului reprezintă fenomenul de desprinder e al segmentului de
pe suprafața canalului și are urmă toarele dezavantaje:
-nu mai are loc etanș area la gaze;
-se ridică uleiul spre camera de ardere.
Această pulsaț ie se produce datorită :
-tensiunii elastice a segmentului;
-jocului pistonului î n cilindru;
-prelucrarea greșită a canalelor segmenț ilor.

30
Acest fenomen d e pulsație începe î n mod diferit pentru fiecare segme nt si
anume, segmentul cel mai î ndepartat de camera d e ardere pulsează primul.
În scopul evitării apariției pulsației se ia următoarele mă suri:
-alegem o tensiune elastică bună ;
-micșorăm înalțimea segme nților;
-putem folosi segmenți de tensiune variabilă.
Etanș area la ulei
Pe oglinda cilindrului apar urme de ulei ce au tendința de a pătrunde î n cam era
de ardere a motorului. Odată ce uleiul a pătruns î n camera de ardere a mo torului, se
aprinde si arde duc ând la formarea calaminei î n camera de ardere.
Dacă în spațiul dintre segmenți se află un exces mare de ulei segmenț ii se pot
ridica de pe flancurile canalelor și duc la compromiterea etanșeită tii.
Segmentul de ungere are rolul de a distribui uleiul unifor m pe peretele
cilindrului.
O parte din f actorii constructive ce influențează consumul de ulei sunt:
-presiunea segmentului de ungere;
-jocul dintre cilindru ș i piston;
-numarul segmenț ilor.
Presiune a segmentului de ungere influențează consumul de ulei foar te mult.
Evacuarea că ldurii :
Pentru a evita cocsificarea uleiului avem nevoie ca segmentul pistonulu i să
lucreze la temperaturi cât mai scă zute.
O parte din factorii ce influențează trecerea că ldurii de la piston la segment
sunt:
-forma capului pistonului;
-suprafața de contact dintre piston ș i segment;
-prelucrarea canalului segmentului;
-jocul corespu nzător al segmenților în canal.
Uzura segmentului
Segmentul se poate uza datorită urmă toarelor aspect e:
-uzare prin abraziune; Pă trund particu le de aer, ulei sau cmbustibil î ntre cilindru si
segment.
-uzare prin coroziune;
-uzare prin eroziune; Primul seg ment se uzează mult mai tare decat ceilalți segmenți .
Construcția segmenților de compresie se realizează prin secțiune
dreptunghiular, segmenții d e compresie se utilizează cel mai mult la motoare cu
încărcături mici. Anumiți segmenți cu secțiune dre ptung hiulară sunt cuplați cu o mică
degajare deoarece aceștia se răcesc î n canal.
Pentru a preveni blocarea segmentului în canal este indicat să se folos ească
segmenți de formă trapezoidală .
Construcția segmenț ilor de ungere .
Segmenții de ungere se montează după segmenț ii de compresie la baza
mantalei pist onului. Acest segment se folosește în special când avem un număr redus
de segmenț i de compresie.

31
Dacă dorim creș terea presiunii elastic e utilizăm segmenț i de unger e cu
expandor, deoarece acesta în timpul funcț ionării, presiunea nu modifică procesul de
uzare.

2.4 Sistemul de ră cire.
Rezultatul transformă rii p rin ardere a energiei mecanice și chimice poart ă
numele de cuplu generat de un moto r. O parte din caldura rezultată se transformă în
lucru mecanic cealaltă parte de căldură este absorbită de piesele mecanice ale
motorului
Acest sistem de ră cire cu lichid al motorului poate realiza urmă toarele lucruri:
-transportă caldura de la piesele mecanice și o disipă în atmosferă .
Transportul căldurii se realizează cu ajutorul lichidului de răcire și a unei
pompe de apă , cu c onductele acesteia. Disiparea căldurii se realizează printr -un
radiator ce este cuplat l a un ventilator electric.
Mai jos se regăsește schema sistemului de ră cire cu lichid.

Fig. 2.5 Schema sis temului de ră cire.[5]

Unde:
1 = radiatorul de ră cire al motorului;
2 = pompa de apă a motorului;
3 = ventilator;
4 = termostat;
5 = radiatorul de încălzire al habitaclului;
6 = supapa;
7 = motorul termic;
8 = fluxul de aer.
În momentul pornirii motorului, pompa de apă pune în mișcare lichidul de
răcire. Acesta va trece prin circuitul dintre blocul motor și radiatorul de încă lzire al
habitac lului. T ermostatul se deschide în momentul î n care motorul ajunge la o
temperatură de 90 și perm ite patrunderea lichidului de ră cire prin radiator pentru a
reduce din caldura sistemului. În radiator scade temperatura lichidului de răcire
datorită schimbului de că ldură dintre ansamblu și mediu. În momentul în care lichidul
este ră cit complet, acesta se reintroduce î n moto r prin intermediul pompei de apă .

32
Avantajele sistemului de ră cire cu lichid:
-se răceș te uniform motorul;
-se încălzeș te accelerat motorul la por nire;
-solicită rile pieselor sunt mai reduse.

2.5 Sistemul de alimentare cu combustibil si supraalimentarea.
Modul prin care se face alimentarea motorului cu combustibil la
autovehiculele cu motor cu aprindere pr in comprimare este:
Modul de funcționare cu injecție directă .
Sistemul de injecț ie al unui motor cu aprindere prin comprim are este alcă tuit
din:
-o pompă de injecț ie;
-o rampă comună ;
-injectoare;
-conducte de legatură .

Fig. 2.6 Sistemul de injecț ie.[6]
Componentele figurii de mai sus sunt:
1 = pompa de înaltă presiune;
2 = rampa comună ;
3 = injectoare.
Sistemul de mai sus p oate indeplini următoarele funcț ii:
-dozează cantitatea de combustibil pe ciclu în funcție de regimul la care funcționează
motorul;
-creează o presiune ridicată a combus tibilului pentru a face posibilă pulverizarea
acestuia;
-dozează egal combustibilul între mai mulț i cilindri;
-asigură injecția de combustibil pe ciclu și durata acesteia.
Modul de funcționare cu injecție indirectă .
Pentru motoarele cu apr indere prin comp rimare cu injecție indirectă,
combustibilul este injectat într -o precameră supraî ncalzită. Aprinderea
combustibilului se face în această cameră, apoi este distribuită î n cilindru unde va
avea loc arder ea propriu -zisă a amestecului de aer -combustibil.

33

Fig. 2.7 Sistemul de injecție indirectă cu pre -cameră .[6]
Schema de mai sus are compo nentele urmă toare:
1 = injector;
2 = bujie incanescentă ;
3 = pre -cameră ;
4 = chiulasă ;
5 = cilindru.
Avantajele injecț iei indirecte:
-utilizarea la motoarele cu capa citate cilindrică ;
-costul unui injector este m ic, deoarece presiunea de injecție necesară este mică ;
-se pot atinge turaț ii de 6000 rot/min.
Dezavantajele injecț iei indirecte:
-consumul specific este ma re, deoarece sunt pierderi de căldură î n timpul arderii;
-apar tensiuni term ice și mecanice pe anumite porțiuni ale camerei de ardere ș i a
pisto nului.
Supraalimentarea motoarelor cu aprindere prin comprimare are ca scop
majorarea cuplului motor. Printre cele mai importan te procedee de supraalimentare
întalnim: t urbocompresorul, com presorul mecanic sau pe amandouă în același timp.
Când avem supraalimetare mecanică , cantitatea de aer este comprimată de un
compresor și trimisă către motor, creșterea puterii de ieșire fiind totuși scăzută .
Consumul de combustibil al motorului este mai mare decât consumul unui
motor cu aspiraț ie normal a.

Fig. 2.8 Circuitul de ră cire al turbocompresorului.[7]

34
În figura de mai sus este prezenta t circuitul de ră cire al turbocompresorului
pornind de la motor la turbocompresor și întorcându -se înapoi î n motor.
Turbosuflanta are o construcție simplă , precum:
-lagărul central;
-turbina;
-compresorul.
Antrenarea turbosuflantei se face prin intermediul gazelor de evacuare din
motor la temperaturi de peste 700 .
Sistemul de distribuț ie al gazelor .
Sistemul de distribuț ie are cel mai important rol d e a stabili legatura dintre
galeria de admisie sau evacuare și cilindru pentru a pregăti motorul să efectueze un
ciclu de lucru.
Unele motoare î n patru timpi folose sc distribuț ia prin sertare iar unele motoare
în doi timpi folosesc distribuția prin supap e pentru a se realiza un baleiaj î n
echicurent.
Construcția sistemului de distribuț ie prin supape .
Componentele princi pale ale sistemului de distribuț ie sunt:
-supap ele de comandă ale închiderii ș i desc hiderii orificiilor de admisie ș i evacuare;
-arborele cu came ce acționează supapele;
-sistemul de împingă tori.
Supapa poate fi amplasată în chiulasă sau lateral în funcție de poziția ș i tipul
camerei de ardere.
Arborel e cu came este acționat prin transmisie cu lanț, transmisie cu roți
dințate sau prin transmisie cu curea dințată .
Transmisia prin lanț este mult mai silențioasă și mai simplă, iar daca se
utilizează lanț uri duble sau triple se poate reduce uzura.
Supapele sunt formate din urmă toarele componente:
-tija supapei;
-talerul supapei.
Talerul este solicitat mai mult la șoc ș i coroziune iar tija supapei este solicitată
la uzură ș i coroziune.
În funcț ie de forma talerului, supapele sunt de mai multe feluri:
-supapă cu taler plat;
-supapă cu taler sferic;
-supapa cu taler în formă de lalea.

35
2.7 Bibliografie.

[1]-Niculae Negurescu, Constantin Pana, Marcel Ginu Popa – Motoare cu ardere
interna. Volumul III,1988
[2]-
https://www.google.com/search?biw=1366&bih=614&tbm=isch&sa=1&ei=TuIQXe
XpEcKAjLsPofKs2Ak&q=bolt+piston+&oq=bolt+piston+&gs_l=img.3..35i39j0i30j0
i5i30j0i8i30l2.125531.127951..128724…0.0..0.128.1072.11j1……0….1..gws -wiz-
img.mPl WwIZrivM#imgrc=sFlJ4SfDQ9icoM: 24.06.2019
[3]-
https://www.google.com/search?biw=1366&bih=614&tbm=isch&sa=1&ei=0OIQXZ
PoBKq8gwfEiKO4Cw&q=constructia+boltului&oq=constructi&gs_l=img.1.0.35i39l
2j0l3j0i67j0l4.93893.98665..100462…2 .0..1.401.1516.4j7j4 -1……0….1..gws -wiz-
img.AWiy6xNXDgw#imgrc=UuU0Tvb3NkqnFM: 24.06.2019
[4]-
https://www.google.com/search?biw=1366&bih=614&tbm=isch&sa=1&ei=NeMQXb
r1JJHFUtKEoOgN&q=constructia+segmentilor&oq=co nstructia+segmentilor&gs_l=i
mg.3..0i24.87194.97579..98347…1.0..0.120.1842.16j4……0….1..gws -wiz-
img…….35i39j0i8i30j0.bo3seGeaawM#imgrc=wgR6PYGHbh1WoM: 24.06.2019
[5]-http://www.e -automobile.ro/categorie -motor/20 -general/127 -circuit -sistem –
racire.html 25.06.2019
[6]- http://www.e -automobile. ro/categorie -motor/19 -diesel/25 -motor -diesel -injectie –
directa.html 25.06.2019
[7]- https://reparatiiturbosuflante.ro/turbosuflanta.php 25.06.2019
[8]- http://www.e -automobile.ro/categorie -motor/20 -general/59 -distributie -fixa.html
25.06.2019

36
Capitolul 3. Proiectarea generală a subansamblului de proiectat.
3.1 Determinarea parametri lor necesari calculului de tracț iune.
În momen tul în care autovehiculul se deplasează, asupra acestuia acționează
forțe de tracțiune cât și forțe de î naintare.
Dacă forța de tracțiune la roată depașește rezultanta rezistențelor de î naintare,
autovehiculul se poate deplasa pe banda de rulare.
Condiț ia de î naintare pentru autovehicul este:
(3.1)[8 ]
unde:
Ft = forț a de tracți une;
Rrul = rezistenț a la rulare;
Ra = rezistenț a aerului;
Rp = rezistența la rampă ;
Rd = rezistenț a la accelerare.

3.1.1 Determinar ea rezistenței la rulare.
Energia consumată în momentul deformării pneului când are contact cu banda
de rula re, produce un fenomen ce poartă numele de rezistență la rular e. Aceasta
depinde de proprietaț ile din care este fabricat pneul.
În vederea calcu lării pa rametrilor necesari ai rezistenței la rulare trebuie să
ținem cont de mai mulți factori. Printre acești factori se enumeră :
-obstacole, deformaț ii ale benzii de rulare;
-forma și înalțimea acestor deforma ții ale benzii de rulare;
-tipul roților câ t și a pneurilor acestora;
-presiunea din pneu.
Toți acești factori influențează foarte mult rezistenț a la ru lare a
autovehiculului. Datorită vitezei de deplasare, valoarea rezistenț ei la r ulare poate
varia. Se calculează valoarea rezistenț ei la rulare în funcț ie de viteza autoveh iculului
după urmatoarea formulă:
f = (3.2)[ 8]
unde:

Pentru tip ul nostru de autovehicul vom alege ca pneurile să fie de tip
constructiv radială . Cu ajutorul formul ei de mai sus vom centraliza într -un tabel
valorile coeficientului de rezistență la rulare în funcție de viteza maximă a
autovehiculului.

37
Tabel 3.1 Valor ile coeficientului de rezistență la rulare în funcți e de viteza
autovehiculului.[8 ]
Va [km/h] f [-]
0 0.01611
10 0.016039
20 0.016027
30 0.016072
40 0.016176
50 0.016339
60 0.016559
70 0.016838
80 0.017176
90 0.017571
100 0.018025
110 0.018537
120 0.019108
130 0.019736
140 0.020424
150 0.021169
160 0.021973
170 0.022835
180 0.023755
Valorile din tabelul de mai sus n e vor conduce la graficul variaț iei coeficientului de
rulare.

Fig 3.2 Variația coeficientului de rezistență la rulare î n fun cție de viteza
autovehiculului.
Cu ajutorul formulei de mai jos putem calcula rezistenț a la rula re și variația
acesteia în funcț ie de deplas area autovehiculului pe suprafaț a de rulare.
( ) [ ] (3.3)[ 8]
unde:
Rrul = rezistenț a la rulare;
f (V) = coeficientul de rezistență la rulare;
Ga = forța greutaț ii automobilului; 00,0050,010,0150,020,025
0 50 100 150 200f [-]
V [km/h] Varia ția coeficientului de rezisten ță la
rulare în func ție de vitez ă

38
αp = unghiul rampei.
Pentru a putea calcula rezistenț a la rulare din f ormula de mai sus avem nevoie
să calculăm forța greutății automobilului Ga prin u rmătoarea formulă :

[ ] (3.4)[8 ]
Unde:
g = accelerația gravitațională ;
g = 9.81 [m/ ] ;
ma = masa proprie î n ordine de mers a autoturismului.
Mai jos, se prezintă într -un tabel și într -un grafic valorile rezistenței la rulare
în funcț ie de viteza autoturismului din temă.
Tabel 3.2 Valorile rezistenței la rulare în funcț ie de viteza automobilului din temă .[ 8]
V
[km/h] Rrul
[daN]
0 30.42
10 30.29
20 30.26
30 30.35
40 30.55
50 30.85
60 31.27
70 31.80
80 32.43
90 33.18
100 34.04
110 35.01
120 36.08
130 37.27
140 38.57
150 39.98
160 41.49
170 43.12
180 44.86

Fig 3.2 Variația rezistenței la rulare în funcț ie de viteza autovehiculului. 01020304050
0 50 100 150 200Rrul [daN]
Va [km/h] Varia ția rezisten ței la rulare în func ție
de vitez ă

39

3.1.2 Dete rminarea rezistenț ei aeru lui.
Pentru a determi na parametrii aerului trebuie să determină m aria secț iunii
transversale a automobilului și coeficientul de rezistență a aerului.
Aria secț iunii transversale se determin ă cu ajutorul următoarei formule:
A = ( ) [ ] (3.5)[ 8]
Unde:
A = aria secț iunii transversal;
= coeficientul de formă (se consideră 0.89 pentru autoturisme);
= înălț imea automobilului;
= înălț imea marginii inferioare a barei de protecție față de calea de rulare;
= lațimea automobilului;
= numă rul pneurilor;
= lățimea secț iunii pneului.
Aria secț iunii transversale calculate este de : A = 3.3961 [ ]
Pentru a putea a lege coe ficientul de rezistență aerodinamică Cx avem nevoie
de urmatorul tabel cu valori:
Tabelul 3.3 Valor ile coeficientului de rezistență aerodinamică.[7 ]
Tipul automobilului A [ ] Cx
Autoturism sport 1.0…1.3 0.20…0.25
Autorurism cu caroseria deschisa 1.5…2.0 0.65…0.80
Autoturism cu caroseria inchisa 1.6…2.8 0.30…0.50
Autofurgon 3.5…8.0 0.60…0.75
Autobuz 3.5…7.0 0.70…0.80
Autocamion 3.0…5.3 0.90…1.0
Rezistenț a aerului a automobi lului Ra este cea mai importantă componentă a
forțe i ce apare la î ntâlnirea automobilului cu aerul și se calculează cu următoarea
formula:

[ ] (3.6)[ 8]
Unde:
A = aria secț iunii transversal e a automobilui
V = viteza de deplasare a automobilului
k = coeficientul aerodinamic
k =
(3.7)[8 ]
unde:
= densitatea aerului
= coeficientul rezistenț ei aerului
Mai jos este reprezentat un tabel cu valorile rezistenței aerului obținute în
funcț ie de viteza automobilului.

40
Tabelul 3.4 Valorile rezistenței aerului în funcț ie de viteza automobilului. [8 ]
V
[km/h] Ra
[daN]
0 0
10 0.48
20 1.92
30 4.33
40 7.69
50 12.02
60 17.31
70 23.56
80 30.78
90 38.95
100 48.09
110 58.19
120 69.25
130 81.27
140 94.25
150 108.20
160 123.11
170 138.98
180 155.81
Mai jos este reprezentat în grafic valorile rezistenței aerului în funcț ie de
viteza automobilului.

Fig. 3.3 Variația rezistenței aerului în funcț ie de viteza automobilului.

3.1.3 Det erminarea rezistenței la rampă.
În momentul în care automobilul se află pe un drum în rampă greutatea sa este
notată cu Ga și pleacă din centrul de greutate al acestuia.
În funcț ie de Ga și unghiul de î nclinare al rampei de deduce normal pe calea
de rular e Ga*cos(α) cât ș i paralela acesteia la calea d e rulare Ga*sin(α), α
reprezentând unghiul de î nclinare al rampei pe care se află automobilul.
Vom calcula forța de rezistență la r ampă după următoarea formulă :
(3.8)[8 ]
Unde : 050100150200
0 50 100 150 200Ra [daN]
V [km/h] Rezistența aerului în funcție de
viteză
Ra[daN]

41
= rezistența la rampă ;
= greutatea automobilului.
În cazul mo delelor similare alese rezistența la rampă este zero, deoarece
considerăm că automobilul ales din modele simi lare se deplasează pe un drum drept.

3.1.4 Determinarea rezist enței la accelerare.
La rezistențele menționate mai sus se adaugă și rezistența opusă de inerț ie a
automobilului ce se calculează cu următoarea formulă :
(3.9)[7 ]
Mersul automobilului este considerat constant, iar rezis tența de demarare
rezultă a fi egală cu zero. În momentul în care automobilul se deplasează cu o viteză
relativ constantă accelerația acestuia este nulă .

3.1.5 Determinarea forței de tracț iune necesa re.
Pentru a calcula forța de tracț iune a unui automob il ce se deplasează pe un
drum drept și cu o viteză constantă avem nevoie de următoarea formulă :
(3.10)[8 ]
Unde:
= forța de tracț iune;
= rezistenț a la rulare;
= rezistența la pantă ;
= rezistenț a aerului;
ƩR = suma rezistenț elor.
Prin modelele similare alese conform cerin țelor din proiect, deduce m că viteza
maximă a automobilului este de 180 km/h. Pentru această viteză maximă, valoarea
forței de tracțiune calculată este de = 200.66 [daN].

3.2 Determinarea puterilor învingerii rezistențelor la î naintare.
Puterea de care avem nevoie pentru viteza maxima de 180 km/h se determină
după următoarea formulă :
(3.11)[8 ]
Unde:
-puterea necesară învingerii rezistenței la rulare se calculează astfel:

[kW] (3.12)[8 ]
-puterea necesară învingerii rezistenței la rampă se calculează astfel:

[kW] (3.13)[8]
-puterea necesară î nvingerii rezi stenței aerului se calculează astfel:

[kW] (3.14)[8 ]
Se constată că valoarea puterii învingerii rezistenței la rampă este zero,
deoarece valoarea forței rezistenței la rampă este tot zero.

42
Mai jos se regăseș te un tabel cu valorile puterilor învingerii rezistențelor la
înaintare, calculate în funcție de viteza automobilului cât și graficul acestora.
Tabelul 3.5 Valorile puterilor învingeri i rezistențelor la î naintare.
V
[km/h] Prul
[kW] Pa
[kW] ƩP
[Kw]
0 0 0 0
10 0.8413 0.0133 0.8547
20 1.6813 0.1068 1.7882
30 2.5292 0.3606 2.8899
40 3.3942 0.8549 4.2491
50 4.2853 1.6697 5.9550
60 5.2118 2.8852 8.0971
70 6.1829 4.5817 10.7646
80 7.2077 6.8392 14.0469
90 8.2954 9.7378 18.0332
100 9.4552 13.3578 22.8130
110 10.6963 17.7792 28.4755
120 12.0277 23.0823 35.1101
130 13.4588 29.3471 42.8060
140 14.9987 36.6538 51.6526
150 16.6566 45.0826 61.7392
160 18.4416 54.7136 73.1552
170 20.3628 65.6269 85.9898
180 22.4296 77.9028 100.3324

Fig. 3.4 Variația puterilor învingerii rezistenței la înaintare în funcț ie de viteza.

3.3 Predetermi narea caracteristicii la sarcină totală a motorului necesară
atingerii vitezei maxime.
Caracterist ica unui motor cu ardere internă depinde de urmă torii parametri:
puterea motorului, con sumul specific de combustibil cât și de momentul motor în
funcție de turația ș i sarcina motorului. 020406080100120
0 50 100 150 200P [kW]
V [km/h] Varia ția puterilor învingerii rezisten ței la
înaintare în func ție de vitez ă.
Prul[kW]
Pa[kW]
SumaP[kW]

43
La motoarele cu aprin dere prin comprimare se reglează sarcina prin reglare a
dozei de combustibil injectată î n cilindru.
Pentru c a un motor să aibă capacitatea de a învinge rezistențele la înaintare
trebuie să mărim valoarea momentului motor în momentul câ nd tura ția motoru lui
scade. Acest procedeu poartă numele d e coeficient de adaptabilit ate al motorului și se
determină astfel:

(3.15)[7]
Dacă motorul realizează prin turații în regim de funcționare, o gamă largă de
viteze de deplasare se poate determina coeficientul de elasticita te al ace stuia cu
ajutorul următoarei relaț ii:

(3.16)[7 ]
Tabelul 3.6 Valorile coeficienților de adaptabilitate ș i elasticitate ai motorului MAC.
Tipul motorului
MAC 1.05…1.15 0.55…0.75
Pentru mot orul de proiectat este nevoie să ținem cont de urmă torii paramet ri
funcționali:
-Momentul efectiv maxim;
= 290 [Nm ]
-Momentul de putere maxima;
= 252 [Nm]
Conform formulei 3.15 , coeficientul de adaptabiltate al motorului are o
valoare de:
=1.15 > 1
-Turaț ia de moment maxim:
= 2200 [rpm]
-Turația de putere maximă :
= 8000 [rpm]
Conform formulei 3.16 , coeficientul de elasticitate al motorului are o valoare
de:
= 0.55 < 1
Din valorile menț ionate mai sus pentru coeficientul de adaptabilit ate ș i
coeficientul de elast icitate al motorului, se observă că se încadrează î n intervalul din
tabelul 3.6 recomandat motoarelor cu aprindere prin comprimare.
În momentul î n care nu dispunem de o caracteristică de turație la sarcină
totală , se poate dete rmina aceasta experimental prin modelarea curbelor sale utilizând
urmă toarele formule:
[
(
) (
)
] , daca n ≤ (3.17)[ 7]
[α’*
+β’*(
) γ’*(
) ], daca n ≥ (3.18)[7 ]
Unde
α, β, γ si α’, β’, γ’ sunt coeficienț i adimensionali.

44

(3.19)[7 ]
Relația dintre moment, turație și putere este urmă toarea:
M = 955.5*
[daNm] (3.20)[7 ]
Unde :
M = momentul;
P = puterea, P[kW];
n = turaț ia, n[rot/min].
[ (
) (
)
] , daca n ≤ (3.21)[7 ]
[ (
) (
)
] , daca n > (3.22)[7]
Pentru tur ațiile joase se pun următoarele condiț ii:
( ) M( ) ,
| = 0 (3.23)[7 ]
{

(3.24)[7 ]
Unde:
α’ = ( )
( ) ; (3.25)[7 ]
β’ = ( )
( ) (3.26)[7 ]
γ’ =
( ) (3.27)[7]
Pentru turații mari se pun următoarele condiț ii:
P( ) = , M( ) = ,
|n= = 0 (3.28)[7 ]
{

(3.29)[7]
Unde:
α’ =
( ) = 0.5185 ; (3.30)[7 ]
β’ =
( ) = 1.9629 ; (3.31)[7 ]
γ’ = ( )
( ) = 1.4814. (3.32)[7]
Pentru a putea calcula turația vitezei maxime trebuie să alegem o valoare
pentru coeficientul ζ din interv alul (0.9;1) pentru motoarele cu a prindere prin
comprimare . Alegem valoarea coeficientului ζ =1.
După alegerea a cestui coeficient valoarea turației vitezei maxime se calculează
după următoarea formulă :
= 4000*1 = 4000 [rpm] (3.33 )[7]
Trebuie să calculăm f(z) , cu următorarea formulă :
( ) 3.9628 (3.34 )[7]

45
Pentru a putea determina puterea deplasării autovehiculului la viteză maximă
trebuie să ținem cont de puterea maximă învingerii rezistențelor la înaintar e cât ș i de
randamentul transmisiei mecanice. Pe baza modelelor similar e considerăm că modelul
ales de pro iectat are o transmisie mecanică cu 6+1 trepte, unde randamentul
angrenajului cili ndric este 0.98 ș i randamentul angrenajului conic este 0.97,urmând a
fi calculate după următoarea relaț ie:
= 0.95 [-] (3.35 )[7]
Unde:
= randamentul transmisiei automobilului;
= randamentul a ngrenajului cilindric (treapta în care se deplasează
automobilul);
= randamentul angre najului conic (transmisia finală ).
Prin calcularea randamentului transmisiei , putem calcula puterea deplasării
autovehiculului la viteza maximă cu ajutorul urmă toarei formule :

( ) (3.36)[8 ]
Unde :
= puterea deplasă rii autovehiculului cu viteza maximă ;
= randamentul transmisiei autovehiculului;
= puterea maximă î nvingerii rezi stenț ei la rulare;
= puterea maximă învingerii rezis tenței aerului .
Puterea deplasă rii autovehiculului cu viteza maximă este :
kW
Puterea efectivă maximă dezvoltată de motorul cu a rdere internă se calculează
după următoarea formulă :

( ) [kW] (3.37)[8 ]
Pentru a calcula puterea efectivă folosim următoarea formulă :
( ) (
) (
) (
) [kW] (3.38)[7 ]
Unde:
P(n) = puterea efectivă în funcție de turația mototului la sarcină totală ;
= puterea maximă deplasă rii autovehiculului cu viteza maximă ;
α, β, γ = coeficienț ii admisibili ;
= turaț ia de putere ma ximă ;
n = turaț ia motorului .
Pentru a calcula valoar ea momen tului motor efectiv folosim următoarea
formula:
( ) ( )
[Nm] (3.39)[7 ]
Unde:
M(n) = momentul motor efectiv;
P(n) = puterea efectivă ;
n = turaț ia motorului.

46
Mai jos vom reprezenta graficul ca racteristicii de putere efectivă ș i momentul
motor efecti v pe baza valorilor calculate în următorul tabel.
Tabelul 3.7 Valorile puterii efe ctive și a momentului motor efectiv în funcție
de turația motorului la sarcină totală .

n
[rpm] P
[kW] M
[Nm]
900 25,46817 270,2455
1010 28,9191 273,443
1110 32,09173 276,1046
1210 35,29053 278,5327
1310 38,50815 280,7273
1410 41,73726 282,6885
1510 44,97052 284,4162
1610 48,20061 285,9105
1710 51,42018 287,1712
1810 54,62191 288,1985
1910 57,79846 288,9923
2010 60,94249 289,5526
2110 64,04667 289,8795
2210 67,10367 289,9729
2310 70,10615 289,8328
2410 73,04678 289,4592
2510 75,91823 288,8522
2610 78,71315 288,0117
2710 81,42422 286,9377
2810 84,04409 285,6303
2910 86,56545 284,0894
3010 88,98095 282,315
3110 91,28325 280,3071
3210 93,46503 278,0657
3310 95,51895 275,5909
3410 97,43767 272,8826
3510 99,21387 269,9409
3610 100,8402 266,7656
3710 102,3093 263,3569
3810 103,6139 259,7147
3910 104,7467 255,8391
4010 105,7002 251,7299
4200 0 0

47

Fig. 3.5 Caracteristica puterii efective ș i a mom entului motor efectiv la sarcină totală
a motorului.

3.4 Determinarea raportului transmisiei finale.
3.4.1 De terminarea razei de rulare a roț ii.
Raza unei roți convenționale circulare ce rulează pe o cale de rulare dreaptă cu
viteza unghiulară ( ) și cu viteza liniară (v) poartă numele de raza de rulare.
Este nevoie să calculăm raza de rulare în funcție de raza liberă, cu ajutorul
urmă toare i relaț ii:
(3.40)[8 ]
Unde:
= raza de rulare;
λ = coeficientul de deformare al pneului;
= raza liberă .
Coeficientul de deformare al pneului poate avea urmă toarele valori:
λ = 0.930…0.935 – pneuri de joasă presiune;
λ = 0.945…0.950 – pneuri de înaltă presiune.
Pentru autovehiculul de proiectat vom alege pneuri cu valoarea coeficientului
de deformare λ = 0.935.
Raza liber a o vom obține din următoarea formulă :
[mm] (3.41)[8 ]
Unde:
= raza liberă ;
= diametrul exterior al pneului.
Pentru autovehiculul de p roiectat vom alege pneul Sailun Atrezzo cu forma:
-195/65 R15 91 H 050100150200250300350
020406080100120
0 1000 2000 3000 4000 5000P [kW]
n[rot \min] Caracteristica puterii efective și a
momentului motor.
Putere
moment

48

Fig. 3.6 Pneu Sail un Atrezzo 195/65 R15 91H [1 ]
Diametrul exterior al pneului îl vom calcula cu următoarea formulă :
[mm] (3.42)[8 ]
Unde:
= diametrul jantei [inch];
= 20 [inch];
H = înălțimea secțiunii pneului.
Raza liber ă calculată este:
[mm] (3.43)[8 ]
Raza de rulare calculată este:
(mm) (3.44)[8]

3.4.2 Determinarea raportului transmisiei finale
Pentru a determina valoarea raportului de transmitere al transmisiei finale
trebuie să ținem cont că autovehiculul impus prin temă trebuie să se deplaseze cu
viteza maximă a sa în ultima treaptă de viteză. De regulă aceasta treaptă este treapta
de priz a directă, sau în cazul altor costrucț ii de schimbatoare de viteza este necesar ca
deplas area autovehiculului să se facă î n treapta cu raport de transmitere apropiat de 1.
Pentru a determina viteza de deplasar e a autovehiculului folosim următoarea
formulă :

[
] (3.45)[8 ]
Viteza maximă de deplasare se calculează cu următoarea formulă :

[
] (3.46 )[8]
Unde:
= viteza maximă de deplasare a autovehiculului;
= raza de rulare a roț ii;
V = viteza de deplasare a autovehiculului;
= turația deplasării cu turație maximă ;
= raport de transmitere al transmisiei finale;
= raport de transmitere a schimbă torului de viteze ;

49
.
Rezultă :
-Raportul transmisiei finale s e calculează :

= 2.4850[ -] (3.47)[8 ]
Pentru a defini raportul vom alege 3 varia nte de perechi de numere de dinț i.
În vederea determ inării numărului de dinți ai roții conducă toare utilizăm
urmatorul tabel.
Tabelul 3.8 Valori pentru numărul de dinți ai roții conducătoare [7 ]
2,5 3 4 5 6-7 >7
15* 12* 9 7 5 5
Pentru = 2,4850 alegem numărul de dinț i = 19 dinț i.
Alegem numărul de dinț i după următoarea formulă :
[dinți] (3.48)[7 ]
Se aleg:
dinți;
dinți;
dinți.
Rapoartele de transmitere sunt:

= 2,3684; (3.49)[7 ]

= 2,6842; (3.50)[7 ]

= 2,3684. (3.51 )[7]
Prin intermediul rapoarte lor de transmitere se realizează diagrama pentru
definitivarea raportului final de transmitere.

Fig 3.7 Diagrama definitivă rii raportului de transmisie finală .
Conform figurii 3.7 observăm că autovehiculul atinge o viteză maximă de 180
[km/h] în momentul î n care e ste echipat cu transmisia finală ce are raportul de
transmitere =2,3684. Pentru celelalte valori ale rapoartelor de transmitere viteza
este limitată sub 180 [km/h].
020406080100120
0 50 100 150 200P [kW]
V [km/h] Diagrama definitiv ări raportului de
transmitere final ă.
Pi01
Pi02
Pi03
ΣP

50
3.5 Calculul termic al motorului cu ardere i nterna de proiectat.
3.5.1 Generalităț i referitoare la motorul de proiectat.
Conform cerințelor pieții autovehiculul trebuie să se ridice la standard e înalte
de te hnologie. Pentru a oferi conducă torul ui autovehiculului o performanță bună se
alege o constru cție clasică a motorului. Motorul trebuie să aibe un zgomot redus și
nivel al vibraț iilor mic pentru satisfacerea conducătorului și să respecte normele de
poluare impuse pe piață .
Motorul trebuie echipat cu echipam ente de control a injectiei de înaltă
performanță pentru a asigura supraalimentarea a acetu ia.
Motoarele cu ardere internă supralimentate constituie un avantaj al arhitecturii
, motoul ce urmează a fi proiectat este su praalimentat. Acesta atenuează sunet ul
produs de gazele evacuate , îndeplinind normele de pe piață .
Motorul cu ardere internă impus în temă va funcț iona cu aprindere p rin
comprimare (MAC), avand urmă toarele caracteristici tehnice:
-Cilindree totală : 2000[ ];
-Tip motor MAC Rapid;
-Numarul de timpi: Motor î n 4 timpi;
-Arhitectu ra motorului: Motor cu cilindri î n linie;
-Numarul de cilindrii: i=4;
-Tip admisie: Motor supraalimentat;
-Putere efectivă maximă : Pemax= 105 [kW] (140[CP]);
-Turația de putere maximă : npmax=4200[rpm]

3.5.2 Calculul termic al motorului proiectat.
Pentru determinarea mă rimilor de sta re ale ciclului motor trebuie să efectuă m
calcul ul termic , determinâ nd marimile caracteristice ale ciclului .
În vederea efectuă rii calculului de ciclu vom u tiliza o metoda mai simplificată
de calcul.
În ciclul t eoretic pentru un moto r cu aprindere prin comprimare î n 4 timpi se
deosebesc 5 procese termice distincte ce se repetă pentru a genera continuu un lucru
mecanic relativ constant. A ceste procese sunt:
-Admisie;
-Comprimare;
-Ardere;
-Destindere;
-Evacuare.

3.5.3 Calculul procesului de admisie.
În acest subcapitol al proiectului trebuie determinat parametrii de stare de la
sfarșitul admisiei, temperatura cât ș i presiunea procesului de ardere, determinarea
coeficienților de umplere și a gazelor arse.
Încărcătura p roaspătă se face remarcată prin următoarele mă rimi:
[
] ;

51
[K].
Încărcătura proaspătă se încalzește ș i ea odata ce i -a contact cu piesele calde
ale motorului . Pentru a determina temperatura aerului la intrare în cilindru ne folosim
de următoarea formulă :
(3.52 )[7]
Unde:
∆T = creșterea de temperatură ;
∆T [10;45] [ ];
Alegem ∆T = 10
Rezultă : [( ) ] [ ] (3.53 )[7]
În interiorul cilindrului motorului avem o cantitate de N g kilomoli de ga ze
arse. Această cantitate de gaze arse ocupă din volumul camerei de ardere Vc și are o
presiune Pg și o temperatură Tg.
Din tabelul de mai jos vom aleg e valorile pentru presiunea pg ș i pentru
temperatura Tg.
Tabelul 3.9 Valorile presiunii ș i temperaturii gazelor arse.
Tipul motorului Tipul admisiei [N/ ] [K]
MAC semirapid Normala (1,03 -1,1)* 600…900
Supraalimentat (0,7-0,9)*
MAC rapid Normala (1,03 -1,15)* 600…900
Supraalimentat (0,7-0,9)*
Alegem:
[
]
[ ]
Alegem presiunea la sfârș itul procesului de admisie din urmă torul tabel.
Tabelul 3.10 Date statistice referitoare la temperat ura ș i presiune a la finalul
procesului de admisie.
Tipul motorului [N/ ] [K]
MAC semirapid normal aspirat (0,9-0,98)* 320…350
MAC semirapid supraalimentat (0,91 -0,985)* 330…400
MAC rapid aspirat (0,8- 1,05)* 320…350
MAC rapid supraalimentat (0,91 -0,985)* 330…400
Alegem presiunea la sfârș itul procesului de admisie:
=1,911* [N/ ];
Unde:
= 2.1* [N/ ]
=1* [N/ ]
Coeficientul de umplere se calcule ază cu următoarea formulă :
( ( ) ( ))
( )
[ ] (3.54 )[7]
Unde:
ε = 17,5 [ -];
k = 1,4 [ -] ;

52
(
)
[K] (3.55 )[7]
[-];
[ ];
[K] (3.56)[7 ]
Pentru a calcula coeficientul g azelor arse γ ne folosim de urm ătoarea formulă :

[-] (3.57)[7 ]
Pentru a calcula temperatura de la finalul procesu lui de ardere ne folosim de
următoarea formulă :

[K] (3.58)[7 ]

3.5.4 Calculul procesului de comprimare.
Vom urmă ri determina rea parametrilor de stare la sfârș itul procesului de
comprimare, anume presiunea și temperatura la sfârș itul procesului de comprimare.
Din tabelul de mai jos vom alege valori pentru parametri de stare la sfârș itul
comprim ării.
Tabelul 3.11 Valori recomandate p entru parametrii de stare la sfârșitul
comprimă rii
Tipul motorului [N/ ] [K]
MAC admisie normal semirapid 3.5* …6*
750…1100
MAC admisie normal rapid 3.5* …8* 750…1100
Pentru a determina acești parametri de stare trebuie să utilizăm ecuaț iile
politropei cu exponent constant din următoarea formulă :
[N/ ] (3.59)[7 ]
Unde:
= 1,37 [ -]; această valoare s e alege din următorul tabel:
Tabelul 3.12 Valori recomandate pentru exponentul politropic al procesului de
comprimare .
Tipul motorului [-]
MAC semirapid 1.3…1.36
MAC rapid 1.35…1.38
Valoarea temperaturii la finalul procesului de comprimar e se calculează după
următoarea formulă :
[K] (3.60)[7 ]

3.5.5 Calculul procesului de ardere.
Pentru procesul de ardere combustibilul se aprindere după ce s -a încălzit la
temperatura de aprindere . Com bustibilul trebuie injectat în cilindru înainte de sfârș itul
cursei de compresie .
Pentru mot oarele cu aprindere prin comprimare , procesul de ardere se
realizează prin intermediul unui injector .

53
Se urmăreș te determinarea parametrilor de stare la final ul procesului de ardere,
anume temperatura ș i presiunea la sfârș itul p rocesului de ardere (pz si Tz) și al
celorlalți parametri necesari pentru calcularea acestora.
În cazul motoarelor cu a rindere prin comprimare ce funcționează la putere
maxim amestecul aer comustibil este sarac , alegem coeficientul de exces de aer λ > 1.
Amestecul sarac presupune o ardere completă a combustibilului introdus î n camera
de arde re , iar gazele de evacuare conțin următorii compuș i: CO2 , O2 , N2, H2O.
Pentru motorul de proiectat alegem coefi cientul de exces de aer la turație de
putere maximă λ = 1.4 [ -].
Pentru motorul cu aprindere prin comprimare de proi ectat folosim drept
combustibil, motorina .
În urmă torul tabel vom analiza acest combustibil cât și compoziț ia
gravi metrică a acestuia .
Tabelul 3.13 Compozitia motorinei [9 ]
Componenta Procentaj [%]
Carbon (C) 85.7
Hidrogen (H) 13.3
Oxigen (O) 1
Pentru a determina aerul teoretic necesar arderii la dozaj stoechiometric vom
utiliza următoarea formulă :

(

) [
] (3.61)[9 ]
Trebuie determinată c antitatea reală de aer după următoarea formulă .
[
] (3.62)[8 ]
Pentru a determi na cantitatea necesară de gaz e arse pentru fiecare componentă
utilizăm urmă toarele formule :

[
] (3.63)[9 ]

[
] (3.64)[9 ]
[
] (3.65)[9 ]
( ) [
] (3.66 )[9]
Pentru a calcu la cantitatea totală a produșilor de ardere se folosește următoarea
formulă :
[
] (3.67)[9 ]
Pentru a determina participa țiile molare ale gazelor arse utilizăm urmă toarele
formule:

[-] (3.68)[8 ]

[-] (3.69)[8 ]

[-] (3.70)[8 ]

[-] (3.71 )[8]

54
Unde :

[-] ; reprezinta c oeficientul de variatie molara (3.72 )[8]
[
] (3.73)[8 ]
Coeficientul real de variație molară, care ține seama și de gaze le ars e reziduale
se calculează cu următoarea formulă :

[-] (3.74)[7 ]
Valoarea puterii calorifice inferioare s e alege:
[
]
Valoarea aerul ui necesar arderii la dozaj stoe chiometric se alege:
[-] ; se alege din intervalul [0.8;0.95];
Valoarea raportului de creș tere a presiunii se alege:
[-]
Pentru determina rea energiei int erne a aerului și a gazelor arse la sfârșitul
procesului de comprimare cât ș i intensitate a interna a acestora, trebuie să determină m
energia interna a aeru lui și a gazelor arse , respectiv intensitatea internă pentru o gamă
largă de temperaturi cuprinse în intervalul [0;3000 K] cu ajutorul urmă toarei formule:
[
] (3.75 )[7]
Unde:
= energia internă rezultată a gazelor arse;
= participațiile molare ale produșilor de reacț ie;
= energia inter na a participațiilor molare ale produșilor de reacț ie.
Mai jos vom reprezenta î ntr-un tabel datele energiilor interne și a intensităților
produșilor ș i pentru gazele arse:

55
Tabelul 3.14 Valorile energiei interne a produșilor ș i gazelor arse.
T
[K] Aer CO2 H2O N2 O2 Gar
Um
[kJ/kmol] Um
[kJ/kmol] Um
[kJ/kmol] Um
[kJ/kmol] Um
[kJ/kmol] Um
[kJ/kmol]
0 0 0 0 0 0 0
200 4139 4269 4955 4147 4097 4202.65
300 6215 6993 7541 6219 6206 6356.97
400 8320 10082 10102 8303 8349 8547.66
500 10441 13538 12760 10412 10563 10796.5
600 12634 17297 15480 12563 12890 13113.9
700 14886 21314 18347 14777 15313 15516.7
800 17209 25524 21331 17050 17816 17993.7
900 19594 29906 24436 19385 20389 20544.9
1000 22047 34443 27696 21791 23013 23176.4
1100 24562 39100 31036 24265 25696 25879.4
1200 27131 43836 34535 26788 28412 28638.9
1300 29726 48705 38150 29349 31157 31447.2
1400 32371 53627 41875 31948 33928 34298
1500 35033 58615 45700 34585 36736 37192.6
1600 37744 63666 49634 37255 39569 40126.4
1700 40469 68755 53656 39946 42447 43089.2
1800 43223 73890 57766 42666 45311 46081.6
1900 45993 79067 61955 45407 48315 49102.2
2000 48789 84278 66215 48165 51149 52145.7
2100 51601 89526 70555 50935 54104 55209.1
2200 54426 94803 74949 53723 57079 58292.2
2300 57272 100105 79394 56527 60076 61395.6
2400 60126 105433 83888 59339 63093 64512.1
2500 62997 110777 88425 62164 66127 67644.2
2600 65872 116142 93020 64997 69186 70790.2
2700 68768 121536 97657 67839 72271 73950.4
2800 71668 126952 102331 70685 75372 77119.2
2900 74577 132380 107036 73543 78490 80301.7
3000 77502 137812 111769 76406 81616 83491

56
Tabelul 3.1.5 Valorile entalpiei produșilor și a gazelor arse .
T [K] Aer CO2 H2O N2 O2 Gar
Im [-] Im [-] Im [-] Im [-] Im[-] Im [-]
0 0 0 0 0 0 0
200 5805 5930 6616 5599 5759 5704.02
300 8713 9492 10036 8717 8700 8854.41
400 11626 13409 13429 11626 11676 11871.6
500 14597 17694 16916 14576 14719 14958.5
600 17623 22285 20469 17552 17878 18102.7
700 20707 27131 24165 20594 21134 21334.1
800 23859 32174 27981 23700 24344 24631.2
900 27077 37393 31919 23868 27872 25735.5
1000 30362 42758 36012 30111 31329 31495.3
1100 33706 48249 40180 33409 34840 35023.6
1200 37108 53840 44512 36748 38389 38604.7
1300 40536 59515 48960 40159 41967 42257.1
1400 44014 65156 53518 43591 45575 45933.3
1500 47504 71086 58172 47056 49207 49663.5
1600 51049 76962 62938 50559 52873 53429.7
1700 54606 82888 67792 54083 56564 57223.7
1800 58192 88856 64361 57636 60277 60508.7
1900 61792 94866 77753 61206 64014 64900.9
2000 65420 100904 82846 64796 67776 68775.8
2100 69065 106985 88019 68400 74079 72927.6
2200 72719 113099 93246 72020 75376 76588.9
2300 76397 119231 98519 75652 79201 80520.5
2400 80084 125391 103947 79297 83047 84469.6
2500 83784 131564 109212 82951 86914 88431
2600 87492 137762 114640 86717 90806 92486.3
2700 91220 143985 120109 90287 94719 96398.4
2800 94949 150233 125613 93970 98653 100403
2900 98695 156494 131154 99502 102603 105826
3000 102449 167759 136711 101352 106567 108785
Pentru valoarea tempera turii Tc = 1079 [K], alegem urmă toarele temperaturi:
[ ] ;
[ ] ; rezultă:
[ ] ;
[ ] ;
[kJ/kmol];
[kJ/kmol];
[kJ/kmol];
[ ];
[kJ/kmol];
[kJ/kmol];
Vom calcula valoarea energiei interne a gazelor arse la , după
următoarea formulă :

57

[kJ/kmol] (3.76)[7 ]
Vom calcula valoarea energiei interne a gazelor arse la , după
următoarea formulă :

[kJ/kmol] (3.77)[7 ]
Vom calcula valoarea energiei interne a gazelor arse la , după
următoarea formulă :
( )
[kJ/kmol]
(3.78)[7 ]
Vom calcula v aloarea energiei interne a aerului la si , după
următoarea formulă :
( )
[kJ/km ol] (3.79 )[7]
Unde:
[kJ/kmol]
[kJ/kmol]
Pentru a calcula entapia molară a gazelor arse la temperatura alegem 2
temp eraturi din tabelul de mai sus și se calculează după următoarea formulă :

( )
( )
[kJ/kmol ] (3.80)[7]
Unde:
8.314 [kJ/molK] = constanta gazelor perfecte;
[K];
[K];
[kJ/kmol ];
[kJ/km ol].
Temperatura la sfârșitul arderii se calculează cu următoarea formulă :
( )
[K] (3.81 )[7]
Raportul de destindere prealabilă se calculează cu următoarea form ulă:

[-] (3.82 )[7]
Presiunea la sfârș itul arderii devine:
[N/ ] (3.83 )[7]

3.5.6 Calculul procesului de destindere.
Prin procesul de destindere al gazelor se produce o parte foarte mare din lucrul
mecanic. P utem spune că î nceputul procesul ui de destindere coincide cu sfârș itul
procesului de ardere. Printre cele mai importante fenomene ale procesului de
destindere întâlnim schimbul de caldură. Acesta prezintă un efect negativ și creș te
temperatura motorului. Gazele arse se destind acționând asupr a pistonului pe care îl
deplasează către PME, efectuând un lucru mecanic util. La șfârș itul destinderii

58
(considerâ nd momentul deschiderii s upapei de evacuare), presiunea în cilindru este de
3-4 bar, iar temperatura este de 800 -900 .
Mai jos vom determina parametri de stare, anume temperatura și presiunea la
sfârș itul procesului de destindere.
Pentru a determina parametr ii de stare avem nevoie de ecuațiile transformă rii
politropice :
{ (
) [
]
(
) [ ] (3.84)[7 ]
Unde:
= exponent polit ropic, ce poate fi ales din urmă torul interval
[ ] [7];
presiunea de destindere, ce poate fi aleasă din urmă torul interval
[ ] [
] [7];
temperatura d e destindere, ce poate fi aleasă din urmă torul interval
[ ] [K] [7 ]

3.5.7 Calcului mă rimilor caracteristice ale ciclului de referiță.
Pentru a de termina presiunea medie indicată a ciclului de re ferință folosim
următoarea formulă :

( ( )
( (
) )
(
))
( ) [N/ ] (3.85 )[7]
Unde:
[ ]
-alegem
Vom calcula randamentul indicat al ciclului de referință cu următoarea
formulă :

[-] (3.86 )[7]
Unde:
[
] = puterea calorifică ;

3.5.8 Calculul mă rimilor caracteristice ale ciclului real.
Pentru a de termina presiunea medie in dicată a ciclului real folosim urmă toarea
formul ă:
[N/ ]; (3.87 )[8]
Unde:
= coeficient ul de plenitudine al diagramei ș i se alege din intervalul
[0.92;0.97];
Pentru a determina randamentul indic at al ciclului real folosim urmă toarea
formulă :

59
[-]; (3.88)[8 ]
Pentru a calcula consumul specific ind icat de combustibil folosim următoarea
formulă :

[g/kWh] (3.89 )[9]
Pentru calculul mă rimilor efect ive ale ci clului real trebuie să ț inem cont de
randamentul mecanic al motorului.
[ ] ; alegem =0.85 [ -] = randamentul mecanic;
Presiunea medie efectivă se calculează cu ajutorul urmă toarei formule:

[N/ ] (3.90)[7]
Randamentul efectiv se calculează cu ajutorul urmă toarei formule:
[-] (3.91)[7 ]
Valoarea randamentului efectiv trebuie să se încadreze î n intervalul
[0.32…0.41].
Consumul efec tiv de combustibil se calculează după formula :

[g/kWh]; (3.92)[9 ]
Consumul e fectiv de combustibil trebuie să se încadreze î n intervalul
[235;325] [g/kWh]

3.5.9 Calculul dimensiunilor fundamentale ale motorului.
Pe baza modelelor similare ale se pentru tema de proiec t cunoaștem urmă torii
factori:
-Puterea efectiva: [ ];
-Turația de putere maximă : [ ];
-Numă rul cilindrilor: i = 4;
-Numă rul timpilor: τ = 4;
Pentru a determina puterea efectivă folosim următoarea formulă :

[kW]; (3.93)[7 ]
Cilindreea totală o exprimăm în litri după următoarea formulă :

[l] (3.94)[7 ]
Pentru a calcula di ametrul cilindrului folosim următoarea formulă :
√
[mm] (3.95)[7 ]
Unde:
ψ = ra portul dintre cursa pistonului și diametrul calculat mai sus și se încadrează î n
următorul interval [0.6…1.3];
Pentru ra portul dintre cursa pistonului ș i diametrul c ilindrului alegem o
valoare de ψ =1.05 [ -].
Pentru a determin a raportul de mai sus trebuie să calculă m cursa pistonului cu
ajutorul urmă toarei formule:
[mm]; (3.96)[7]
Unde:

60
-Eroarea este de:

[%] (3.97)[7 ]
[-]
Pentru a stabili bi lanțul energetic al motorului trebuie să calculăm urmă toarele
caracteristici:
-Căldura disponibilă :
[kJ/h] (3.98)[7 ]
Unde:
[-];
-Căldura transformată î n lucru mecanic efectiv:
[kJ/h] (3.99)[7 ]
-Căldura evacuată de sistemul de ră cire:
(
) ( )
[kJ/h] (3.100)[7 ]
-Căldura evacuată de gazele arse:
(
)
[K] (3.101)[7 ]
Unde:

[K]; (3.102)[7 ]
Și
[K]; (3.103)[7 ]
[K]

3.6 Calculul dinamic al motorului de proiectat.
În vederea determinării variației forț elor și momentelor ce acționează asupra
motorului, trebuie determinat calculul dinamic al acestuia.
Asupra mecanismului motor acționează o forț a ⃗ orizontal ce produce o
mișcare de rotaț ie a arborelui cotit pri n intermediul mecanismului bielă manivelă.
Această forță este compusă din forța generată de presiunea gazelor ⃗⃗⃗⃗ și forța de
inerție a componentelor în mișcare de translaț ie ⃗⃗⃗⃗⃗⃗.
⃗ ⃗⃗⃗⃗⃗ ⃗⃗⃗⃗⃗⃗ [N] (3.104)[7 ]
Pentru a calcula forța generată de pres iunea gazelor ne folosim de următoarea
formulă :

( ) [N] (3.105)[7 ]
Unde:
[
] = presiunea din carterul inferior;
= presiunea gazelor din cilindru;
Pentr u a calcula forț a de inertie a pieselor ce se află în mișcare de translație
folosim următoarea formulă :
(3.106)[7 ]
Unde:

61
= masa pieselor ce se află în mișcare de translaț ie;
= acceleraț ia pistonului.
Pentru a dete rmina masa pistonului trebuie să folosim următoarea formulă :

[kg] (3.107)[7 ]
Unde:
= masa pistonului;
[ ] [
] = densitatea materialului pistonului;
Alegem [
];
Pentru a calcula masa gr upului piston ne folosim de următoarea formulă :
[ ] (3.108)[7 ]
Unde:
= masa grupului piston;
[ ] = constanta grupului piston;
Alegem 1.2
= masa pistonului.
Pentru a calcula masa bielei folosim următoarea formulă :
(
)
= 0.8491 [kg] (3.109)[7 ]
Unde:
masa raportată a bielei ce se încadrează î n următorul interval: [0.15;0.9] ;
Alegem [
]
Pentru a determina masa pieselor aflate în mișcarea de translație folosim
următoarea formulă :
[ ] (3.110)[7 ]
Pentru a calcula acceleraț ia pistonului folos im următoarea formulă :
(
)
[ ( ) ( )] [
] (3.111)[7 ]
Unde:
-forța laterală aplicată de piston pe suprafața cilindrului se calculează astfel:
⃗⃗⃗ ⃗ ( ) [ ] (3.112)[7 ]
-unghiul dintre axa cilindrului și axa bielei se calculează astfel:
( ( )) [ ] (3.113)[7 ]
-forța aplicată vertical asupra bielei în momentul mișcării plan paralele se calculează
astfel:
⃗⃗⃗ ⃗
( ) [ ] (3.114)[7 ]
-componenta orizontală a forței aplicate asupra manetonului se calculează astfel:
⃗ ( )
( ) [ ] (3.115)[7 ]
-componenta verticală a forț ei aplicate asupra manetonului se calculează astfel:
⃗⃗ ( )
( ) [ ] (3.116)[7 ]

62
Rezultatele cal culelor momentului motor se regăsesc în următoarele tabele:
Tabelul 3.16 Viteza, presiunea și forț ele calculate de la 0 -360 grade RAC.
α[RAC] V[m^3] p[N/m^2] ap Fitr Fp F
0 3,06E -05 190000 9781,874584 -6847,31221 1075,62 -5771,69
10 3,539E -05 190000 9545,003816 -6681,50267 1075,62 -5605,88
20 4,952E -05 190000 8852,234425 -6196,5641 1075,62 -5120,94
30 7,232E -05 190000 7755,268968 -5428,68828 1075,62 -4353,07
40 0,0001027 190000 6334,401474 -4434,08103 1075,62 -3358,46
50 0,0001393 190000 4690,413287 -3283,2893 1075,62 -2207,67
60 0,0001805 190000 2934,562375 -2054,19366 1075,62 -978,57
70 0,0002246 190000 1177,808384 -824,465869 1075,62 251,15
80 0,0002699 190000 -479,5073163 335,6551214 1075,62 1411,28
90 0,0003147 190000 -1956,374917 1369,462442 1075,62 2445,08
100 0,0003575 190000 -3197,274829 2238,092381 1075,62 3313,71
110 0,0003973 190000 -4175,148652 2922,604056 1075,62 3998,22
120 0,000433 190000 -4890,937292 3423,656104 1075,62 4499,28
130 0,0004639 190000 -5369,855165 3758,898615 1075,62 4834,52
140 0,0004895 190000 -5654,959596 3958,471717 1075,62 5034,09
150 0,0005096 190000 -5798,894051 4059,225836 1075,62 5134,85
160 0,000524 190000 -5854,894158 4098,42591 1075,62 5174,05
170 0,0005327 190000 -5868,221671 4107,75517 1075,62 5183,38
180 0,0005356 190000 -5869,124751 4108,387325 1075,62 5184,01
190 0,0005327 191410,7529 -5868,221671 4107,75517 1083,61 5191,36
200 0,000524 195752,7796 -5854,894158 4098,42591 1108,19 5206,61
210 0,0005096 203370,5685 -5798,894051 4059,225836 1151,31 5210,54
220 0,0004895 214892,7755 -5654,959596 3958,471717 1216,54 5175,01
230 0,0004639 231328,9762 -5369,855165 3758,898615 1309,59 5068,49
240 0,000433 254240,7196 -4890,937292 3423,656104 1439,30 4862,95
250 0,0003973 286038,6804 -4175,148652 2922,604056 1619,31 4541,91
260 0,0003575 330505,6503 -3197,274829 2238,092381 1871,04 4109,14
270 0,0003147 393742,9745 -1956,374917 1369,462442 2229,04 3598,50
280 0,0002699 485946,6815 -479,5073163 335,6551214 2751,02 3086,68
290 0,0002246 624880,8361 1177,808384 -824,465869 3537,55 2713,08
300 0,0001805 842958,244 2934,562375 -2054,19366 4772,12 2717,93
310 0,0001393 1202145,766 4690,413287 -3283,2893 6805,54 3522,25
320 0,0001027 1825158,028 6334,401474 -4434,08103 10332,51 5898,43
330 7,232E -05 2951511,743 7755,268968 -5428,68828 16708,97 11280,29
340 4,952E -05 4958529,92 8852,234425 -6196,5641 28071,02 21874,46
350 3,539E -05 7856718,161 9545,003816 -6681,50267 44478,12 37796,62
360 3,06E -05 9587728,505 9781,874584 -6847,31221 54277,64 47430,33

63
Tabelul 3.17 Viteza, presiunea și forț ele calculate de la 370 -720 grade RAC.
α[RAC] V[m^3] p[N/m^2] ap Fitr Fp F
370 3,539E -05 18322150 9545,003816 -6681,50267 103724,58 97043,08
380 4,952E -05 18322150 8852,234425 -6196,5641 103724,58 97528,02
390 7,232E -05 7445942,073 7755,268968 -5428,68828 42152,65 36723,96
400 0,0001027 4785596,536 6334,401474 -4434,08103 27092,02 22657,94
410 0,0001393 3259516,276 4690,413287 -3283,2893 18452,64 15169,35
420 0,0001805 2351685,157 2934,562375 -2054,19366 13313,26 11259,07
430 0,0002246 1785702,016 1177,808384 -824,465869 10109,14 9284,68
440 0,0002699 1416997,149 -479,5073163 335,6551214 8021,84 8357,50
450 0,0003147 1167696,334 -1956,374917 1369,462442 6610,51 7979,98
460 0,0003575 994033,2266 -3197,274829 2238,092381 5627,38 7865,47
470 0,0003973 870332,9603 -4175,148652 2922,604056 4927,09 7849,70
480 0,000433 780935,3636 -4890,937292 3423,656104 4421,00 7844,65
490 0,0004639 715967,3166 -5369,855165 3758,898615 4053,20 7812,10
500 0,0004895 669044,4617 -5654,959596 3958,471717 3787,57 7746,04
510 0,0005096 635979,2591 -5798,894051 4059,225836 3600,38 7659,60
520 0,000524 614036,2935 -5854,894158 4098,42591 3476,16 7574,58
530 0,0005327 601498,5825 -5868,221671 4107,75517 3405,18 7512,93
540 0,0005356 597420,1053 -5869,124751 4108,387325 3382,09 7490,48
550 0,0005327 162000 -5868,221671 4107,75517 917,11 5024,86
560 0,000524 162000 -5854,894158 4098,42591 917,11 5015,53
570 0,0005096 162000 -5798,894051 4059,225836 917,11 4976,33
580 0,0004895 162000 -5654,959596 3958,471717 917,11 4875,58
590 0,0004639 162000 -5369,855165 3758,898615 917,11 4676,01
600 0,000433 162000 -4890,937292 3423,656104 917,11 4340,76
610 0,0003973 162000 -4175,148652 2922,604056 917,11 3839,71
620 0,0003575 162000 -3197,274829 2238,092381 917,11 3155,20
630 0,0003147 162000 -1956,374917 1369,462442 917,11 2286,57
640 0,0002699 162000 -479,5073163 335,6551214 917,11 1252,76
650 0,0002246 162000 1177,808384 -824,465869 917,11 92,64
660 0,0001805 162000 2934,562375 -2054,19366 917,11 -1137,09
670 0,0001393 162000 4690,413287 -3283,2893 917,11 -2366,18
680 0,0001027 162000 6334,401474 -4434,08103 917,11 -3516,97
690 7,232E -05 162000 7755,268968 -5428,68828 917,11 -4511,58
700 4,952E -05 162000 8852,234425 -6196,5641 917,11 -5279,46
710 3,539E -05 162000 9545,003816 -6681,50267 917,11 -5764,40
720 3,06E -05 162000 9781,874584 -6847,31221 917,11 -5930,20

64
Tabelul 3.18 Componentele ajută toare calculului de la 0 -360 grade RAC.
α[RAC] β N k T Z
0 0 0 -5771,6922 0 -5771,692224
10 0,043426 -243,6 -5611,1726 -1213,34307 -5478,417343
20 0,08561 -439,5 -5139,7673 -2164,43838 -4661,803754
30 0,125328 -548,4 -4387,4804 -2651,49284 -3495,650198
40 0,161397 -546,8 -3402,683 -2577,65072 -2221,253761
50 0,192702 -430,8 -2249,3029 -1968,06418 -1089,0762
60 0,218235 -217 -1002,3482 -955,977036 -301,3465581
70 0,23714 60,701 258,3853 256,7685283 28,85977614
80 0,24876 358,49 1456,0958 1452,08643 -107,9819445
90 0,25268 631,32 2525,2703 2445,082427 -631,3175679
100 0,24876 841,75 3418,9527 3117,200794 -1404,384772
110 0,23714 966,32 4113,3402 3426,601113 -2275,51586
120 0,218235 997,79 4608,5862 3397,593304 -3113,747953
130 0,192702 943,32 4925,6909 3097,09878 -3830,19718
140 0,161397 819,61 5100,3772 2607,990394 -4383,176225
150 0,125328 646,93 5175,4381 2007,165299 -4770,371808
160 0,08561 444,03 5193,0643 1352,373249 -5013,881027
170 0,043426 225,23 5188,2664 678,2721985 -5143,739382
180 3,06E -17 2E-13 5184,0073 6,35118E -13 -5184,00731
190 -0,04343 -225,6 5196,2604 -679,317274 -5151,664807
200 -0,08561 -446,8 5225,7514 -1360,8856 -5045,440283
210 -0,12533 -656,5 5251,7294 -2036,75298 -4840,691985
220 -0,1614 -842,6 5243,1547 -2680,99722 -4505,876742
230 -0,1927 -989 5164,0732 -3246,98501 -4015,562211
240 -0,21823 -1078 4981,0986 -3672,22105 -3365,432454
250 -0,23714 -1098 4672,6842 -3892,56029 -2584,947121
260 -0,24876 -1044 4239,6393 -3865,45475 -1741,493778
270 -0,25268 -929,1 3716,5185 -3598,50356 -929,1296237
280 -0,24876 -784,1 3184,7058 -3175,93662 -236,1731405
290 -0,23714 -655,7 2791,1978 -2773,73264 311,756677
300 -0,21823 -602,7 2783,9581 -2655,16526 836,9708491
310 -0,1927 -687,3 3588,6723 -3139,96724 1737,577274
320 -0,1614 -960,3 5976,0931 -4527,09839 3901,162496
330 -0,12533 -1421 11369,459 -6870,9228 9058,422608
340 -0,08561 -1877 21954,861 -9245,54374 19913,20747
350 -0,04343 -1642 37832,285 -8180,73941 36937,20744
360 -6,1E -17 -3E-12 47430,332 -1,1622E -11 47430,33195

65
Tabelul 3.19 Componentele ajută toare calculului de la 370 -720 grade RAC.
α[RAC] β N k T Z
370 0,043426 4216,8 97134,653 21004,10501 94836,53552
380 0,08561 8369,8 97886,505 41221,57593 88783,72292
390 0,125328 4626,8 37014,277 22368,89551 29490,49418
400 0,161397 3689 22956,281 17390,18104 14985,74059
410 0,192702 2959,9 15455,42 13522,97092 7483,264989
420 0,218235 2496,9 11532,607 10999,07946 3467,16983
430 0,23714 2244 9551,9978 9492,228864 1066,889318
440 0,24876 2123 8622,9257 8599,182192 -639,4635989
450 0,25268 2060,4 8241,6834 7979,975668 -2060,420858
460 0,24876 1998 8115,2711 7399,028893 -3333,466207
470 0,23714 1897,2 8075,7034 6727,431427 -4467,510634
480 0,218235 1739,7 8035,2406 5923,829717 -5428,934839
490 0,192702 1524,3 7959,4281 5004,604468 -6189,218776
500 0,161397 1261,2 7848,0326 4012,956834 -6744,46387
510 0,125328 965,02 7720,156 2994,070996 -7115,922078
520 0,08561 650,05 7602,4243 1979,816693 -7340,107745
530 0,043426 326,46 7520,0231 983,1073033 -7455,484339
540 9,19E -17 7E-13 7490,4768 2,75308E -12 -7490,476823
550 -0,04343 -218,3 5029,6044 -657,530006 -4986,439062
560 -0,08561 -430,4 5033,9692 -1310,94185 -4860,27543
570 -0,12533 -627 5015,6726 -1945,20421 -4623,110682
580 -0,1614 -793,8 4939,7776 -2525,87054 -4245,159696
590 -0,1927 -912,4 4764,1892 -2995,55224 -3704,614083
600 -0,21823 -962,6 4446,2227 -3277,89388 -3004,048591
610 -0,23714 -928 3950,2639 -3290,75109 -2185,301425
620 -0,24876 -801,5 3255,4061 -2968,08856 -1337,205608
630 -0,25268 -590,4 2361,5593 -2286,57001 -590,3898374
640 -0,24876 -318,2 1292,5492 -1288,99014 -95,85356562
650 -0,23714 -22,39 95,309021 -94,7126515 10,64533079
660 -0,21823 252,17 -1164,7116 1110,82918 -350,1596142
670 -0,1927 461,7 -2410,8047 2109,372759 -1167,27274
680 -0,1614 572,61 -3563,2826 2699,310508 -2326,092347
690 -0,12533 568,41 -4547,2459 2748,044168 -3622,940636
700 -0,08561 453,08 -5298,8624 2231,435863 -4806,104058
710 -0,04343 250,48 -5769,8346 1247,651663 -5633,325541
720 -1,2E -16 7E-13 -5930,2046 2,90615E -12 -5930,204643

66
Tabelul 3.20 Momentele motorului de aprindere calculate de la 0 -180 grade RAC.
α[RAC] M1 M2 M3 M4 Mrez
0 0 2,83E -14 1,228E -13 -5,1833E -13 -3,6722E –
13
10 –
54,115101 –
30,29755 -29,32584 936,7830834 823,044594
20 –
96,533952 -60,6955 -58,46801 1838,482286 1622,78483
30 –
118,25658 –
90,83918 -86,75611 997,6527399 701,800869
40 –
114,96322 –
119,5725 -112,6538 775,6020743 428,41255
50 –
87,775662 –
144,8155 -133,6016 603,1245028 236,931679
60 –
42,636576 –
163,7811 -146,1941 490,5589439 137,947242
70 11,451876 –
173,6082 -146,7675 423,3534073 114,429596
80 64,763055 –
172,3993 -132,3767 383,5235258 143,510549
90 109,05068 –
160,4933 -101,981 355,9069148 202,48331
100 139,02716 –
141,6468 -57,48896 329,9966886 269,88811
110 152,82641 –
123,7085 -4,224184 300,0434417 324,937191
120 151,53266 –
118,4204 49,542981 264,2028054 346,858078
130 138,13061 –
140,0425 94,078025 223,2053593 315,371451
140 116,31637 –
201,9086 120,38925 178,9778748 213,774907
150 89,519572 –
306,4432 122,56277 133,5355664 39,1747518
160 60,315847 –
412,3513 99,522039 88,29982452 -164,21354
170 30,25094 -364,861 55,645264 43,84658573 –
235,118188
180 2,833E -14 -5,18E –
13 0 1,22788E -13 -3,6722E –
13

67
Tabelul 3.21 Momentele motorului de aprindere calculate de la 190 -360 grade RAC.
α[RAC] M1 M2 M3 M4 Mrez
190 -30,29755 936,7831 -54,1151 -29,3258383 823,044594
200 –
60,695498 1838,482 -96,53395 -58,4680065 1622,78483
210 –
90,839183 997,6527 -118,2566 -86,7561079 701,800869
220 –
119,57248 775,6021 -114,9632 -112,653826 428,41255
230 –
144,81553 603,1245 -87,77566 -133,60163 236,931679
240 –
163,78106 490,5589 -42,63658 -146,194067 137,947242
250 –
173,60819 423,3534 11,451876 -146,767499 114,429596
260 –
172,39928 383,5235 64,763055 -132,37675 143,510549
270 –
160,49326 355,9069 109,05068 -101,981022 202,48331
280 –
141,64677 329,9967 139,02716 -57,4889603 269,88811
290 –
123,70848 300,0434 152,82641 -4,22418426 324,937191
300 –
118,42037 264,2028 151,53266 49,54298144 346,858078
310 –
140,04254 223,2054 138,13061 94,07802503 315,371451
320 –
201,90859 178,9779 116,31637 120,3892486 213,774907
330 –
306,44316 133,5356 89,519572 122,5627699 39,1747518
340 –
412,35125 88,29982 60,315847 99,52203948 -164,21354
350 –
364,86098 43,84659 30,25094 55,64526415 –
235,118188
360 -5,183E –
13 1,23E -13 2,833E -14 0 -3,6722E –
13

68

Tabelul 3.21 Momentele motorului de aprindere calculate de la 370 -540 grade RAC.
α[RAC] M1 M2 M3 M4 Mrez
370 936,78308 -29,32584 -30,29755 -54,1151009 823,044594
380 1838,4823 -58,46801 -60,6955 -96,5339518 1622,78483
390 997,65274 -86,75611 -90,83918 -118,25658 701,800869
400 775,60207 -112,6538 -119,5725 -114,963222 428,41255
410 603,1245 -133,6016 -144,8155 -87,7756624 236,931679
420 490,55894 -146,1941 -163,7811 -42,6365758 137,947242
430 423,35341 -146,7675 -173,6082 11,45187636 114,429596
440 383,52353 -132,3767 -172,3993 64,76305478 143,510549
450 355,90691 -101,981 -160,4933 109,0506762 202,48331
460 329,99669 -57,48896 -141,6468 139,0271554 269,88811
470 300,04344 -4,224184 -123,7085 152,8264096 324,937191
480 264,20281 49,54298 -118,4204 151,5326613 346,858078
490 223,20536 94,07803 -140,0425 138,1306056 315,371451
500 178,97787 120,3892 -201,9086 116,3163716 213,774907
510 133,53557 122,5628 -306,4432 89,51957236 39,1747518
520 88,299825 99,52204 -412,3513 60,31584689 -164,21354
530 43,846586 55,64526 -364,861 30,25094005 -235,118188
540 1,228E -13 0 -5,18E -13 2,83263E -14 -3,6722E -13

Tabelul 3.22 Momentele motorului de aprindere calculate de la 550 -720 grade RAC
α[RAC] M1 M2 M3 M4 Mrez
550 -29,325838 -54,1151 936,78308 -30,2975504 823,044594
560 -58,468007 -96,53395 1838,4823 -60,6954975 1622,78483
570 -86,756108 -118,2566 997,65274 -90,8391827 701,800869
580 -112,65383 -114,9632 775,60207 -119,572476 428,41255
590 -133,60163 -87,77566 603,1245 -144,815531 236,931679
600 -146,19407 -42,63658 490,55894 -163,781059 137,947242
610 -146,7675 11,45188 423,35341 -173,608189 114,429596
620 -132,37675 64,76305 383,52353 -172,399282 143,510549
630 -101,98102 109,0507 355,90691 -160,493259 202,48331
640 -57,48896 139,0272 329,99669 -141,646773 269,88811
650 -4,2241843 152,8264 300,04344 -123,708476 324,937191
660 49,542981 151,5327 264,20281 -118,42037 346,858078
670 94,078025 138,1306 223,20536 -140,042539 315,371451
680 120,38925 116,3164 178,97787 -201,908588 213,774907
690 122,56277 89,51957 133,53557 -306,443157 39,1747518
700 99,522039 60,31585 88,299825 -412,351251 -164,21354
710 55,645264 30,25094 43,846586 -364,860978 -235,118188
720 1,296E -13 2,83E -14 1,228E -13 -5,1833E -13 -2,3761E -13

69
Vom reprezenta grafic variația accelerației pistonului în funcț ie de unghiul α .

Fig 3.8 Variația accelerației pistonului în funcț ie de unghiul α.

Fig. 3.9 Variația forțelor de inerție în miș care de transl ație.

Fig.3.10 Variația forț elor aplicate pistonului. -10000-5000050001000015000
0 200 400 600 800ap [ m/s²]
α [ᵒRAC] Accelerația pistonului
ap
-8000-6000-4000-20000200040006000
0 100 200 300 400 500 600 700 800Fitr [N]
α [ᵒRAC] Forțele de iner ție ale mișcării de transla ție.
-20000,000,0020000,0040000,0060000,0080000,00100000,00120000,00
0 100 200 300 400 500 600 700 800F [N]
α [ᵒRAC] Forțele aplicate pistonului

70

Fig.3.11 Variația forț elor aplicate la arborele cotit.

Fig.3.12 Variaț ia momentului motor rezultant.

3.7 Stabilirea dimensiun ilor bolț ului.
Bolțul este una dintre cele mai importante componente al e pistonului. Acesta
are o formă cilindrică și este fabricat în special din oț el.
Bolțul face legatura între piston și bielă, este solicitat și el la flambaj și
încovoiere precum biela . Acesta este asamblat fix în umerii pistonului sau mobil în
bucșa bielei.
-20000020000400006000080000100000120000
0 200 400 600 800F [N]
α [ᵒRAC] Variația forțelor aplicate arborelui
cotit.
N
k
T
Z
-5000500100015002000
0 100 200 300 400 500 600 700 800Mrez [Nm]
α [ᵒRAC] Momentul motor rezultant

71

Fig.3.13 Bolțul.[4]
Pentru fabricarea bolțului se utilizează oțeluri laminate sau oțeluri î nalt aliate.
Acestea au urmă toarele limite la rupere, încadrate î n tabelul de mai jos.

Tabelu l 3.23 Limitele de rupere ale oț elurilor utilizate pentru fabricarea bolț ului.
Marca Rezistenț a / Limita la
rupere [MPa] Utilizare
Oțeluri Carbon de
calitate OLC
OLC 15 750…900 Bolțuri solicitate mediu
OLC 20 500…650
OLC 45 620…660
OLC 60 710…750
Oteluri aliate
15CrO8 800…1050 Bolțuri solicitate puternic
18MnCr10 900…1200
13CrNi30 1000…1350
20MoNi35 1200…1550

Valoare a modulului de elasticitate a oțelului din care fabricăm bolțul este
urmă toarea:
[
]
Pentru a calcula jocul la rece dintre bolț și bucșa din piciorul bielei folosim
următoarea formulă :
( ) [ ] (3.117 )[7]
În următoarea figură se regăsesc principalii parametri ai bolțul ui.

72

Fig. 3.15 Parametri dimensionali ai bolț ului.
Ca material pentru fabricarea bolțului alegem 20MoNi35, bolț flotant. Pentru a
calcula diametrul exterior al bolț ului av em nevoie de următoarea formulă :
[ ] (3.118 )[7]
Unde :
d = di ametrul exterior al bolț ului;
[ ] = coeficient de di mensionare a diametrului exterior;
Alegem 0.37.
Pentru a ca lcula diametrul interior al bolțului ne folosim de următoarea
formulă :
[ ] (3.119)[7 ]
Unde:
=diametrul interior al bolț ului;
[ ] = coeficient de dimensionare a diametrului interior;
Alegem .
Pe motivul alegerii bolț ului flotant, acesta se deplasează liber în umerii
pistonului ș i are u rmătorii parametrii:
-lațimea pi ciorului bielei ce se calculează astfel:
[ ] (3.120)[7 ]
Unde:
b = laț imea piciorului bielei;
[ ] = coeficient;
Alegem
Jocul dintre bielă și ume rii pistonu lui se încadrează î n intervalul :
[ ] [mm]
Alegem j = 1 mm
Pentru a afla lungimea bolțului l ne folosim de următoarea formulă :
[ ] (3.121)[7 ]
Unde:
l = lungimea bolț ului;
[ ] = coeficient;
Alegem .

73
După calculul dimensiunilor bolț ului se v a face verificarea la rezistență cu
ajutorul urmă toarelor formule:
-forța încercă rii este :
F = 96069 [N];
-presiunea pistonului se calculează cu următoarea formulă :

[
] (3.122 )[7]
-presiunea bielei se calculează cu următoarea formulă :

[
] (3.123 )[7]

Verificar ea solicitărilor la încovoiere:
( )
( (
)
) [
] (3.124 )[7]

Calculul la oboseală :
[
]
[
] (3.125 )[7]
[-]
[-]

[rpm] (3.126 )[7]

( ) (3.127)[7 ]
( ) in PMI (3.128)[7 ]
( ) in PME (3.129)[7 ]
(3.130)[7 ]

(3.131)[7 ]

Verificarea la forfecare:
(
(
)
)
( (
) ) [
] (3.132 )[7]

Deformț ia, jocul și temperatura de montaj.
(
) [-]; (3.133)[7 ]

(

) [
]; (3.134)[7 ]

74
[mm ]; (3.135)[7 ]
[șRAC];
[K];
[șRAC];
[K].

( ( ) ( ))
( ) (3.136 )[7]

Calculul de verificare la ovalitate:
( )
[mm] (3.137)[7 ]

[-] (3.138)[7]

( ( ) ( )
( )
) ( ( ) ) [
]
(3.139)[7 ]

( ( ) ( )
( )
) ( ( ) )
[
] (3.140)[7]

( ( ) ( )
( )
) ( ( ) )
[
] (3.141)[7]

( ( ) ( )
( )
) ( ( ) )
[
] (3.142)[7]

3.8 Stabilirea dimensiunilor segmen ților.
Segmenț ii pistonului sunt pie se componente, metalice de forma unui inel ș i fac
parte din categoria pie selor mobile ale motorului. Aceștia se asambleaza în zona port –
segment în spațiile predestinate. Păstrează contactu l cu cilindru al pistonului datorit ă
dilatării acestora.
Segmenții sunt clasificați astfel:
-primul segment / segmentul de foc, este cel mai apropiat de camera de ardere;
-al doilea segment / segment de etanș are;
-ultimul segment / segmental de ungere / ra clori.

75

Fig.3.16 Set de segmenț i pentru un motor cu aprindere prin comprimare.[ 5]
Pentru fabricarea segmenților se folosesc următoarele materiale:
-oțel;
-fontă aliată cu Cr, Mo,Vn, Ni;
-pulberi metalice;
-fontă perlitică.
Pentru motorul ce îl vom proiecta am ales să avem d oi segmenți de etanșare ș i
un segment de ungere.
Pentru segmentul de foc și de compresie se aleg segmenți de formă
dreptunghiulară precum modelul din figura de mai jos:

Fig.3.17 Construcția și dimensiunile segmenților drepț i.
Unde:
[3.15; 3.7] [mm] = grosimea radială a segmentului;
Alegem valoarea lui [ ];
înalțimea segmentului de foc;
Alegem valoarea lui [ ];
înălțimea segmentului de comprimare;
[ ] = rost de dilatare;
Alegem valoarea lui [ mm];
= înălțimea;
Alegem valoarea lui [ ];

76

Fig.3.18 Construcția și dimensiunile segmenț ilor de ungere.
– [ ][ ] = grosimea radial a segmentului;
Alegem [mm];
– înălțimea segmentului de ungere;
Alegem [ ];
– [ ][ ] = rostul de dilatare;
Alegem [mm];
– = înălț imea 1 a segmentului de ungere;
Alegem [mm];
– = a doua înălț ime;
Alegem valoarea lui =0.25[mm];
– = lungimea;
Alegem valoarea lui [ mm];
Pentru ca segmenții să reziste sunt supuși unor solicită ri precum:
-solicitări în funcț ionare;
[
];

( (
)
) [MPa] (3.143)[7]
-solicitari la montaj;
[ ]
[ ]

[ ] (3.144 )[7]
( )
[ ] (3.145 )[7]

( ) (3.146 )[7]

77

(
) (
( )) [MPa]; (3.147)[7 ]

3.9 Stabilirea dimensiunilor pistonului.
Pistonul autoveh iculului este cea mai importantă component ă a motorului ce
desfășoară o miș care ce al ternează î ntr-un cilindru. Acesta este utilizat la
transformarea energiei interne în lucru mecanic.
Pistonul este alcătuit din urmă toarele componente:
-capul pistonului ce p oate fi plat, convex sau concav, depinzâ nd de forma camerei de
ardere ;
-canalel e port -segmenț i;
-umerii pistonului;
– mantaua pistonului.

Fig. 3.19 Piston pentru motor cu aprindere prin comprimare.[ 6]
Pistoanele pot fi fabricate din aliaj de aluminiu, pentru motoarele de
autovehicule.
Pentru dimensionarea pistonului este necesa ră cunoașterea dimensiunilor
bolțului, a segmenților cât și a canalelor port segmenți. Se determină la cald jocul
diametral cu următoarea formulă:
[ ( )] [ ( )] [ ]
(3.14 8)[4]
Unde:
84.9448[mm]
= diametrul pistonului la rece;
[ ] = temperatura la care funcționează cilindrul;
[ ] = temperatura de montaj;
[ ] = temperatura pistonului;
[
] =coeficientul de dilatare liniară a cilindrului;

78
[
] = coeficientul de dilatare a pistonului;
Pentru a calcula diametrul capul ui pistonului ne folosim de următoarea
formulă :
[ ( )]
( ) [ ] (3.14 9)[7]
Coeficientul de dilatare a capului pistonului se calculează cu următoarea
formulă :
( ) [mm] (3.150)[7 ]
Alegem [-]
Diametrul mantalei se calculează cu urmă toarea formula:
( ( ))
( ) [ ] (3.151)[7 ]
Coeficientul de d ilatare a mantalei se calculează cu următoarea formulă :
( ) [mm] (3.152 )[7]
Alegem [-]
Trebuie să asigură m joc urile la montaj prin diametrul capului pistonului cât ș i
prin diametrul mantalei pistonului, unde :
-jocul de montaj al pistonului este:
[ ] (3.153 )[7]
-jocul de montaj al mantalei este:
( ) [ ] (3.154 )[7]
Pentru a determina dimensiunile principale al e pistonului, ne folosim de
următorul tabel cu date:
Tabelul 3.24. Dimensiunile principale ale pistonului de proiectat

Dimensiunea Notaț ie Valori
recomandate Valori alese
Alezajul D [mm] 65…105 84.9
Lungimea totala L [mm] (0.6…0.7)*D 76.45
Inaltimea de
compresie Hc [mm] (0.3…0.45)*D 50.96
Diametrul boltului D [mm] (0.2…0.26)*D 31.23
Pozitia primului
segment H1 [mm] 2…8 3.99
Distanta dintre
segmenti H2 [m] (0.040…0.055)*D 3.99
Inaltimea canalului
primului segment H [mm] 1…1.8 1.3
Lungimea mantalei Lm [mm] (0.4…0.5)*D 55.21
Distanta dintre
umeri K [mm] (0.2…0.35)*D 25.5
Grosimea capului δ [mm] (0.06…0.010)*D 12.74

79

Verificare pistonului la solicit ări se face cu ajutorul urmă toarelor formule:

[ ] (3.155)[7 ]
[ ] (3.156)[7 ]

[ ] (3.157)[7 ]
[ ] (3.158)[7]
Unde:
[
] ;
[-].
( )
[ ] (3.159 )[7]
( )
[ ] (3.160)[7 ]
[ ]
[ ]
( )
(3.161)[7]
(3.162)[7]
Unde:
[ ]
[ ]
[ ]

[mm] (3.163 )[7]

(

(

)) (
) [
]
(3.164)[7]

[ ] ;
;
(

(

)) [ ] (3.165 )[7]

(

(

)) [ ]
(3.166 )[7]

80
Unde:
;
Pentru a calcula tensiunea circumferenț ială liberă a pistonului, folosim
urmă toarele formule:

[-] (3.167 )[7]

( ) [MPa] (3.168 )[7]
Calculam regiunea port segment cu următoarea formulă :

(( ( )) ) (3.169 )[7]
Unde:
;
.
Efortul la compresiune se calculează astfel:

[MPa] (3.170 )[7]
Verificarea la întindere se calculează cu următoarea formulă :

( )
[MPa] (3.171 )[7]
În urma calculelor de mai sus apar solicitări rezultante î n capul pistonului ce
sunt calculate cu ajutorul următoarelor formule:
-solicită ri la marginea capului pistonului;
[MPa] (3.172 )[7]
[MPa] (3.173 )[7]
[MPa] (3.174 )[7]
[MPa] (3.175 )[7]
-solicită ri la centrul capului pistonului:
[MPa] (3.176 )[7]
[MPa] (3.177 )[7]
[MPa] (3.178 )[7]
[MPa] (3.179 )[7]

Presiunea maximă pe manta se determină cu următoarea formulă :

[
] (3.180 )[7]
Unde:
[ ]
Efortul la fo rfecare al umerilor se determină astfel:

[ ] (3.181 )[7]

81
3.10 Bibliografie.

[1]-https://www.best -tires.ro/anvelope -allseason/sailun -195-65-r15-atrezzo -4season –
91h.html 24.06.2019

[2]-Motoare cu ardere interna II -notite curs -Cristian Nutu.
[3]-Transmisii proiect -Dobre Alexandru.
[4]-
https://www.google. com/search?biw=1366&bih=614&tbm=isch&sa=1&ei=0OIQXZ
PoBKq8gwfEiKO4Cw&q=constructia+boltului&oq=constructi&gs_l=img.1.0.35i39l
2j0l3j0i67j0l4.93893.98665..100462…2.0..1.401.1516.4j7j4 -1……0….1..gws -wiz-
img.AWiy6xNXDgw#imgrc=UuU0Tvb3NkqnFM: 24.06.2019
[5]-
https://www.google.com/search?biw=1366&bih=614&tbm=isch&sa=1&ei=NeMQXb
r1JJHFUtKEoOgN&q=constructia+segmentilor&oq=constructia+segmentilor&gs_l=i
mg.3..0i24.87194.97579..98347…1.0..0.120.1842.16j4……0….1.. gws-wiz-
img…….35i39j0i8i30j0.bo3seGeaawM#imgrc=wgR6PYGHbh1WoM: 24.06.2019
[6]-
https://images.search.yahoo.com/search/images;_ylt=AwrJ7F1J9hNdh_cANgd XNyo
A;_ylu=X3oDMTEzZDcyNzk0BGNvbG8DYmYxBHBvcwMxBHZ0aWQDREZENl
8xBHNlYwNwaXZz?p=piston+pentru+motor+Mac&fr2=piv –
web&fr=mcafee#id=64&iurl=http%3A%2F%2Fwww.e –
automobile.ro%2Fimages%2Farticole%2Fmotoare%2Fgeneral%2Fpiston –
otel%2F1_piston_otel_motor_diesel.jpg&a ction=click -26.06.2019
[7]-Marcel Ginu Popa -Moteurs a combustion intern e-Guide de conception -Editura
Matrix Bucuresti 2005 .
[8]- Andreescu C. – “Dinamica autovehiculelor -Curs, Universita tea Politehnica
Bucuresti -2017.
[9]- Cornelia Stan – Combustibili si l ubrifianti -notite de curs, Universitatea Politehnica
Bucuresti -2018.