Stabilirea segmentului de piață [306020]

CAPITOLUL 1. Realizarea proiectului de organizare generală a [anonimizat]. Detalierea modului de amplasare a (sub)ansablului de proiectat

Stabilirea segmentului de piață

Tipul caroseriei conform temei de proiect poate fi sedan (berină).

Sedan sau berlină este denumirea tipului de automibil cu caroseria de tip închis (pavilion fix), [anonimizat] 2 [anonimizat]. Acesta este stilul de caroserie comun celor mai multe dintre autoturismele moderne. Tipul de sedan a fost proiectat urmărind caracteristicile orașului modern.

[anonimizat], manevrabilitate, performanțe dinamice și un consum eficient de combustibil. [anonimizat], [anonimizat], [anonimizat].

Segmenul de piața pentru sedan din punct de vedere geografic nu are limite teritoriale fiind comun în toate regiunile. De accea un producător de automobile are o [anonimizat], administrative, economice, demografice fiind de o importantă mare pentru un cercetător.

Segmentele de piața pot fi în funcție de preț de exemplu: [anonimizat], [anonimizat]. Se stabilește ca segmentul de piață sa fie destiat clientilor cu venituri medii care doresc ca automobilul să îndeplinească beneficul căutat.

Segmentarea pietei se bazează și pe beneficiile dorite de la un anumit produs de un anumit grup de consumatori. [anonimizat], durabilitatea, fiabilitatea, economicitatea, confort.

[anonimizat], personalitate, imagine; [anonimizat], [anonimizat], etc…

În concluzie automobilul proiectat va avea un preț de refetință de 25000 €.

Alegerea modelelor similare

În tabelul 1.1. [anonimizat]. [anonimizat], [anonimizat] 200km/h. La alegera modelelor similare s-a ținut cont și de segmentul de piața.

Tabel 1.1 Modele similare ordonate în funcție de prețul de referința [Surse 13…29]

Saab 9-3 SportSedan. Automobilul se fabrică începând cu anul 2011, are motor Diesel cu 5 locuri, tracțiune față sau 4X4 și are o viteză maximă de 210km/h, [anonimizat] o abatere de ±10km/h. Automobilul are aceleași caracteristici ca ale celui impus prin tema de proiect și se consideră ca fiind un model similar.

Figura 1.1 Saab 9-3 SportSedan[13]

Toyota Avensis. Anul începerii producției este 2015, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune fată și o viteză maximă de 200km/h. Acest automobil se încadreaza în lista modelelor similare.

Figura 1.2 Toyota Avensis [13]

Citroen C5. Anul începerii producției este 2015, motor Diesel, 5 locuri și o viteză maximă de 210km/h. Acest automobil se poate încadra în lista modelelor similare.

Figura 1.3 Citroen C5 [13]

Kia Optima. Anul începerii producției este 2015, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune fată și o viteză maximă de 203km/h. Acest automobil se încadrează in lista modelelor similare.

Figura 1.4 Kia Optima [13]

Ford Mondeo. Anul începerii producției este 2015, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune față și o viteză maximă de 192km/h această viteza fiind puțin mai mică decat a automobilului ce urmează a fi proiectat. Acest automobil se poate încadra în lista modelelor similare.

Figura 1.5 Ford Mondeo [13]

Peugeot 508. Anul începerii producției este 2015, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune față și o viteză maximă de 201km/h. Acest automobil se poate încadra în lista modelelor similare.

Figura 1.6 Peugeot 508 [13]

Hyundai Elantra. Anul începerii producției este 2015, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune față și o viteză maximă de 194km/h. Acest automobil este similar cu cel din temă.

Figura 1.7 Hyundai Elantra [13]

Opel Astra J. Anul începerii producției este 2014, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune față și o viteză maximă de 205km/h. Acest automobil este similar cu cel din temă.

Figura 1.8 Opel Astra J [13]

Renault Megane Sedan. Anul începerii producției este 2016, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune față și o viteză maximă de 201km/h.

Figura 1.9 Renault Megane Sedan [13]

Volkswagen Jetta. Anul începerii producției este 2014, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune față și o viteză maximă de 197km/h. Acest automobil este similar cu cel din temă.

Figura 1.10 Volkswagen Jetta [13]

Chevrolet Cruze. Anul începerii producției este 2013, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune față și o viteză maximă de 205km/h. Acest automobil este similar cu cel din temă.

Figura 1.11 Chevrolet Cruze [13]

Fiat Tipo. Anul începerii producției este 2015, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune față și o viteză maximă de 199km/h. Acest automobil este similar cu cel din temă.

Figura 1.12 Fiat Tipo [13]

Skoda Rapid. Anul începerii producției este 2015, iar in 2017 s-a oprit fabricația, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune fața și o viteză maximă de 201km/h. Acest automobil este similar cu cel din temă.

Figura 1.13 Skoda Rapid [13]

Seat Toledo. Anul începerii producției este 2015, motor Diesel, 5 locuri, tracțiune față și o viteză maximă de 199km/h. Acest automobile este similar cu cel din temă.

Figura 1.14 Seat Toledo [13]

Modelele similare alese sunt apropiate ca an de începere a producției, excepție făcând automobilul Saab 9-3 SportSedan (2011). Se poate observa că tipul de caroserie pentru toate automobilele este cel sedan, prin urmare automobilul ce urmează a fi proiectat va avea tipul de caroserie sedan.

Analiza caracteristicilor tehnice ale modelelor similare

Tabel 1.2 Particularitați constructive ale autoturismelor comparate [Surse 13…29]

Având în vedere modelele similare analizate, varianta de organizare automobilului proiectat este soluția “totul fată”. La această soluție atât motor, transmisia cât și puntea motoare sunt amplasate în partea din față a autovehiculului. Sunt utilizate două modalități principale de poziționare a motorului: longitudinal, respectiv transversal. Avantajele solutiei sunt: o buna stabilitate a miscarii, o buna capacitate de trecere pe timp de iarnă și pe drum ud, chiar la încarcare parțială automobilului, sensibilitate redusa la vânt lateral, etc…

Poziționarea transversală a motorului oferă un grad mai ridicat de compactitate, asigură randamente mai mari ale transmisiei (datorită posibilității de utilizare a unui angrenaj cilindric în locul celui conic la transmisia principală), creează posibilitatea reducerii înălțimii părții frontale a compartimentului motor, îmbunătățind vizibilitatea în direcția de mers a șoferului și reduce gradul de intruziune a compartimentului motor în habitaclu. Motorul dispus transversal implică probleme privind spațiul disponibil pentru componentele punții din față, mecanismul de direcție și pompa centrală de frână.

Conform modelelor similare se va alege o cutie de viteze manuală în 6 trepte deoarece se întâlnește la majoritatea aceasta soluție, direcția se compune din cremalieră si pinion, servodirecție asistată electric, iar suspensiile pe față sunt se tip McPherson, iar pe puntea din spate se construiește o punte semirigidă.

Sistemul de franare trebuie sa asigure o distanță cât mai scurta de decelerare, în acest sens, toate modelele similare sunt echipate cu sistem A.B.S. cu discuri ventilate pentru putea din spate și față.

Figura 1.15 Repartiția modelelor în funcție de capacitatea rezervorului de combustibil

Rezervorul de combustibil are rolul să asigure stocarea la bordul automobilului a unei cantități de combustibil care să asigure autonomie de aproximativ 1000km. Amplasarea acestuia se face sub bancheta din spate deoarece se consideră cel mai sigur loc de pe automobil în caz de accidente. În cazul modelelor similare analizate acestea au o capacitate cuprinsă între 49-71 litri corespunzător unei autonomii de 1100-1700km, din aceste date putem concluziona că automobilul este destinat transportului urban, dar si rural, având o autonomie destul de bună. Se alege un rezervor cu o capacitate de 60l.

Tabel 1.3 Caracteristicile generale ale motoarelor modelelor similare [Surse 13…29]

Histogramele pentru Vh și pentru ψ sunt reprezentate la capitolul 3.3.7

Se poate observa că numărul de cilintri și asezarea lor este similară la toate modelele. Capacitatea cilindrică a motoarelor modelelor similare variază între 1499-1998.

Tabel 1.4 Analiză parametrilor energetici [Surse 13…29]

Puterea maximă a motorelor modelelor similare variază între 81-120kW, iar turația corespunzătoare are o plaja relativ redusă cuprizându-se între 3500-4000rpm.

Momentul maxim variază între 250-370Nm, iar turația aferentă variază între 1500-3500rpm.

Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori ai modelelor similare

Principalii parametrii dimensionali pentru modelele similare sunt prezentati în tabelul ce urmează:

Tabel 1.5 Analiza principalilor parametrii dimensionali și masici [Surse 13…29]

Legenda Tabel 1.5:

La= lungime totală a automobilului;

la= lățimea totală;

Ha= înălțime;

L= ampatament;

Ef/Es= ecartament față/spate;

Cf/Cs= consola față/spate;

Ma= masa proprie.

Se observa din tabelul 1.5 că modelele similare au dimensiuni de gabarit aproximativ egale.

Pentru determinarea principalilor parametrii dimensionali și masici ai automobilului impus prin tema de proiect, parametrii analizați la studiul modelelor similare de automobile alese, se poate utiliza metoda histogramelor. Evidențierea distribuției valorilor parametrilor în funcție de numărul de modele similare se realizează cu ajutorul subintervalelor de observare după cum urmează.

Figura 1.16 Repartiția modelelor în funcție de lungime

Intervalul care cuprinde cele mai multe modele similare se află între 4630-4720mm. Pentru automobilul ce se va proiecta se alege o lungime de 4660mm pentru o stabilitate la mersul rectiliniu și in viraj, dar si pentru confortul pasagerilor.

Figura 1.17 Repartiția modelelor în funcție de lățime

Intervalul care cuprinde cele mai multe modele similare se află între 1780-1820mm. Pentru automobilul ce se va proiecta se alege o lațime de 1800mm pentru o stabilitate la mersul rectiliniu și in viraj, dar și pentru confortul pasagerilor.

Figura 1.18 Repartiția modelelor în funcție de înălțime

Intervalul care cuprinde cele mai multe modele similare se află între 1455-1485mm. Pentru automobilul ce se va proiecta se alege o înalțime de 1480mm pentru o stabilitate mai bună și pentru capacitati de trecere în tunele și pe sub orice pod.

Figura 1.19 Repartiția modelelor în funcție de ampatament

Intervalul care cuprinde cele mai multe modele similare se află între 2650-2700mm. Pentru automobilul ce se va proiecta se alege o dimensiune pentru ampatament de 2720mm pentru o stabilitate mai bună și pentru a reduce tangajul, dar și pentru confortul pasagerilor.

Figura 1.20 Repartiția modelelor în funcție de ecartamentul față

Intervalul care cuprinde cele mai multe modele similare se află între 1530-1570mm. Pentru automobilul ce se va proiecta se alege o dimensiune pentru ecartamentul față de 1580mm pentru o stabilitate la mersul rectiliniu și în viraj și pentru a asigura spațiul necesar pentru motor, transmisie, direcție, spații pentru bracarea roților și asa mai departe…

Figura 1.21 Repartiția modelelor în funcție de ecartamentul spate

Intervalul care cuprinde cele mai multe modele similare se află între 1500-1575mm. Pentru automobilul ce se va proiecta se alege o dimensiune pentru ecartamentul spate de 1565mm pentru o stabilitate la mersul rectiliniu și în viraj și pentru confortul pasagerilor.

Se observă că la toate modelele similare ecartamentul față este mai mare decât ecartamentul spate, acest lucru se face pentru o stabilitate mai bună.

Figura 1.22 Repartiția modelelor în funcție de consola față

Intervalul care cuprinde cele mai multe modele similare se află între 860-980mm. Pentru automobilul ce se va proiecta se alege o dimensiune pentru consola față de 940mm pentru o stabilitate la mersul rectiliniu și in viraj și pentru a asigura spatiul necesar pentru motor, transmisie, direcție, și asa mai departe…

Figura 1.21 Repartiția modelelor în funcție de consola spate

Intervalul care cuprinde cele mai multe modele similare se află între 990-1030mm. Pentru automobilul ce se va proiecta se alege o dimensiune pentru consola spate de 1000mm pentru o stabilitate la mersul rectiliniu și în viraj și pentru spațiul de portbagaj.

Figura 1.22 Repartiția modelelor în funcție de masa proprie

Intervalul care cuprinde cele mai multe modele similare se află între 1430-1550kg. Pentru automobilul ce se va proiecta se alege o masă de 1450kg. Se consideră masa persoanei de serviciu permanent la bord (conducător auto) de 75kg (În conformitate cu STAS 6926/1-90) [1].

Pentru a determina masa totală (ma), se adaugă la masa proprie (m0) și masa utila (mu).

(1.1)

Pentru a calcula masa totală se consideră că în automobil se află cinci persoane cu masa de 68kg și masa bagajului fiecărui pasager de 7kg. Pe langa bagajele pasagerilor se consideră o masă suplimentară de bagaj de 100kg pentru a se atinge masa maximă autorizată a automobilului. Această masă suplimentară este distribuita uniform in tot volumul portbagajului.

(1.2)

– reprezintă numărul de locuri, în afară celui ocupat de sofer;

– reprezintă masa bagajului suplimentar

=> (1.3)

Unde, este greutatea automobilului la sarcina maximă admisă

Tabel 1.6 Centralizarea dimensiunilor și maselor automobilului ce se proiectează:

Stabilirea dimensiunilor anvelopelor

Pentru a determina dimensiunile anvelopelor se iau în considerare modelele similare analizate anterior, astfel în tabelul de mai jos sunt prezentate modelele similare și simbolizarea acestora.

Tabel 1.7 Dimensiunile anvelopelor modelelor similare [Surse 13…29]

Din tabel se observă că toate automobilele sunt echipate cu anvelope a căror construcție e de tipul radială, că șapte automobile au lățimea secțiunii de anvelopă de 215mm și zece au diametrul jantei de 17 inch, iar trei automobile sunt echipate cu 215/55 R17. Astfel pentru automobilul ce va fi proiectat se alege următoarea dimensiune pentru anvelopă: 215/55 R17.

Având în vedere că viteza automobilului impusă din proiect este de 200km/h, viteza pentru deplasarea în palier, se va adopta pentru anvelopă un indice de viteză corespunzător vitezei de 210km/h, simbolizat cu litera H.

Caracteristicile principale ale pneului sunt:

– Simbolizarea anvelopei: 215/55 R17

– Lățimea secțiunii pneului: Bu= 215mm

– Înăltimea anvelopei: H= 118,25mm

– Raportul nominal de aspect ρna= H/Bu= 0,55 (1.4)

– Diametrul jantei: Dj= 17*25,4= 431,8mm (1.5)

– Diametrul exterior De= Dj+2H= 668,3 mm (1.6)

– raza liberă, r0 = 0.5* De = 334,15mm (1.7)

– Raza de rulare rr= *r0= 311mm (1.8)

unde este un coeficient de deformare, cu valorile, =0.930..0.935; [1]

Având în vedere modelele similare se alege o gardă la sol de 173mm pentru o capacitate de trecere bună chiar și când automobilul este încărcat.

Unghiul de atac conform modelelor similare este aproximativ 14°, iar unghiul de degajare este de 14° pentru capacități de trecere pe orice drum public.

Analiza proporționalitații dimensionale pentru automobilul proiectat

Figura 1.24 Linia de tendință a lungimii automobiului

Marea majoritate a modelelor similare au o bandă relativ redusă intre intervalul 4600-4700mm. Valoarea lungimii automobilului ce urmează a fi proiectat este apropiată de marea majoritate a valorilor modelelor similare.

Figura 1.25 Linia de tendința a lățimii automobiului

Valoarea lățimii automobilului ce se va proiecta se află în marea majoritate a valorilor corespunzătoare modelelor similare.

Figura 1.26 Linia de tendință a înălțimii automobiului

Valoarea înălțimii automobilului ce urmeză a fi proiectat se află aproape de centrul intervalului.

Figura 1.27 Linia de tendință pentru masa proprie a automobiului

Dimensiunea aleasă se află aproximativ la mijlocul liniei de tendință a modelelor similare.

Predimensionarea formei și dimensiunile interioare

Aceste dimensiuni se pot clasifica în următoarele:

Organizarea și dimensiunilor postului de conducere;

Amplasarea banchetelor și scaunelor pentru pasageri;

Dimensiunile volumului util (portbagaj);

Dimensiunile postului de conducere și organizarea lui, amplasarea scaunelor pentru pasageri și dimensiunile acestora se stabilesc și se verifică cu ajutorul manechinului bidimensional.

Organizarea și dimensionarea postului de conducere

Aceste dimensiuni de organizare a postului de conducere trebuiesc să îndeplinească mai multe condiții ergonomice, de vizibilitate și de confort

Se folosesc trei manechine diferite prin lungimile segmentelor piciorului ls pentru gamba și lt pentru coapsă. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, 90. De exemplu, semnificația acestui procentaj este următoarea: pentru manechinul cu procentaj 90 înseamnă că dintr-un număr de adulți, 90% dintre ei au lungimile segmentelor ls si lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzătoare acestei tipodimensiuni de manechin.

Tabel 1.8 Tipodimensionarea manechinului [7]

Pentru dimensionarea postului de conducere al automobilului ce se proiectează se adoptă manechinul bidimensional 90%

Tabel 1.9 Dimensiunile postului de conducere [7]

Tabel 1.9 Valorile medii recomandate pentru unghiurile poziției manechinului pe scaunul conducătorului [7]

Figura 1.28 Reprezentarea postului de conducere cu softul Autocad

Verificarea condițiilor de vizibilitate

Pentru a stabilii condițiile de vizibilitate se pleacă de la analiza fiziologiei vederii. Soferul așezat la postul de conducere trebuie să aibe capacitatea de a observa toate informatiile referitoare la traficul de pe calea rutieră, dar trebuie să se țină cont si de informațiile referitoare la starea tehnică a automobilului afișate în bord.

Aprecierea condițiilor de vizibilitate se face cu ajutorul unui manechin așezat la postul de conducere cu axa optică a ochilor orizontală spre direcția înainte. Pentru stabilirea începutului zonei vitrate s-a pornit de la criteriile stabilite prin Directiva Consiliului European 77/649/EEC. Astfel au fost stabilite punctele V1 si V2 corespunzătoare pentru un manechin mai înalt si pentru un manechin mai scund. Înclinarea spătarului pentru definirea acestor puncte este de 25°. [30]

Pornind din punctul R, punctele V1 si V2 au următoarele coordonate, potrivit regulamentului:

Tabel 1.10 Coordonatele punctelor V1 si V2

Figura 1.29 Vederea laterală a habitaclului și unghiurile de vizibilitate

Există trei unghiuri de vizibilitate în partea stangă a automobilului, un punct situat la 8° in sus față de axa din V1, un punct situat la 6° în jos față de axa din V2 și un punct situat la 17° lateral spre stânga față de V1(figura 1.30). În partea din dreapta, primele două puncte sunt identice, dar în partea din dreapta unghiul se mărește la 20°.

Figura 1.30 Vederea de sus a habitaclului și unghiurile de vizibilitate

Amplasarea banchetelor și scaunelor pentru pasageri

Pentru stabilirea dimensiunilor interioare ale habitaclului este necesară utilizarea manechinelor pentru definirea spațiului util care să confere un confort sporit pasagerilor. Pentru aceastea se are în vedere faptul ca automobilul ce se proiectează are cinci locuri.

Pentru vederea laterală a automobilului, în partea din față se utilizează un manechin pozitionat la volan, iar pe bancheta din spate se va așeză un manechin în poziția optimă de confort (figura 1.29).

Pentru vederea de sus a automobilului, în partea din față se va așeză doi manechini, unul la postul de conducere, iar celalalt (pasagerul din dreapta) în poziție de confort. În partea din spate, pe bancheta se pun trei manechine (pasagerii din spate); (figura1.30).

Dimensiunile volumului util (portbagaj)

Figura 1.31 Repartiția modelelor în funcție de capacitatea rezervorului de combustibil

Figura 1.32 Compartimentul portbagaj (Fiat Tipo) [13]

Având în vedere volumul compartimentului portbagaj al modelelor similare se apreciază un volum egal cu 510l pentru automobilul ce se proiectează.

CAPITOLUL 2. Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru (sub)ansamblul de proiectat. Alegerea justificată și definitivarea soluției tehnice pentru (sub)ansamblul din tema de proiect

Bolțul

a) Studiul soluțiilor constructive pentru bolț

Bolțul este de forma unui cilindru cav, însa, soluțiile constructive se deosebesc prin masă, rigiditate și fabricare.

Soluțiile constructive de bolț, din figura 2.1, prin forma tubulară li se asigură o masă redusă. Se observa că bolțul (a) are o secțiune constantă fiind o soluție tehnologică simplă . Din cauza forțelor de inertie, grosimea pereților se reduce la minimum de 2…5mm, astfel peretii sunt subțiri și la motoarele cu turații ridicate există posibilitatea ca acesta să se rupă longitudinal. Însă la motoarele cu aprindere prin comprimare, la care bolțul se fabrică cu pereți groși de 8…13mm, bolțul se rupe mai des transversal. Soluția (b) oferă o rigiditate mai bună a bolțului, dar și o dificultate mai mare la tehnologia de fabricare. Din cauza faptului că în secțiunea centrală a bolțului se obține deformatia maximă de încovoiere și ovalizarea se produce tot în zona centrală, există soluții pentru creșterea rigidității, aceasta se obține prin prelucrare cilindrică în trepte a suprafetei interioare (c) și (d), fiind benefic și pentru solicitările de forfecare. [4]

Figura 2.1 Forme constructive de bolț [4]

b) Metode distincte de montare

Îmbinarea prin joc se realizează prin trei metode distincte de montaj:

bolț fix în piston și liber în piciorul bielei;

bolț fix în piciorul bielei și liber în piston;

bolț flotant.

Figura 2.2 Procedee de montaj al bolțului în piciorul bielei [4]

Metoda montarii bolțului fix în piston și liber în bielă

elimină deplasarea axială a acestuia deoarece este fixat în șurub;

această metodă produce o concentrare mare de tensiuni la marginile găurii;

masa acestuia se marește;

se complică construcția pistonului și numărul de rebuturi se mărește;

Soluția aceasta nu se montează pe autovechicule.

Metoda montării bolțului fix în piciorul bielei și liber în umerii pistonului se realizează prin secționarea parțială a piciorului bielei și apoi prin strângerea îmbinării cu șurub. Metoda se realizează prin fretare la motoarele mici sau prin fixare cu prezoane în cazul motoarelor diesel mari.

Avantajele:

deplasarea axială e asigurată

se reduce lungimea de sprijin în piciorul bielei;

nu necesită ungere, bolțul fiind fix;

se mărește suprafata portantă din umeri pentru a micșora tensiunea de încovoiere a bolțului;

Dezavantaje:

necesitatea montării libere în umerii pistonului chiar de la montaj. La dimensiuni mari ale motoarelor solicitările prin șoc sunt puternice ți rezultă o uzare prematură.

Așadar, această metodă este întalnită la motoare cu alezaje mici (<100mm) și la motoare cu aprindere prin scânteie, mai rar la motoare cu aprindere prin comprimare.

Metoda montării bolțului flotant reprezintă o soluție răspândită

Avantaje:

reducerea uzării bolțului din umerii pistonului;

Acesta la câteva cicluri motoare face o mișcare de rotație completă, ceea ce înseamnă că uzările sunt distribuite uniform și sunt mai mici;

Exită ungere în piciorul bielei, dar și în umerii pistonului;

Dezavantaje:

Asigurarea bolțului împotriva deplasării axiale

Pentru acest dezavantaj există solutii. Metoda cea mai raspândită constă în fixarea unor inele de siguranță în șanțurile practicate în locașurile din piston (fig2.2, a). Inele de siguranță împiedică trecerea frontală uleiului pe suprafețele bolțului din locaș. Acest dezavantaj se înlătură prin intermediul unor capace (b) sferice la exterior, confecționate din material ușor și moale (aliaj de Al sau Mg). [4]

Figura 2.3 Soluții pentru împiedicarea deplasării axiale a bolțului. [4]

Biela

Biela este componenta mecanismului motor care transmite forța de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit și transformă mișcarea de translație a pistonului în mișcare de rotație a arborelui cotit.

Biela este compusă din trei parți (figura 2.4): piciorul bielei (1) fiind partea articulată cu bolțul; capul bielei (2) fiind partea articulată cu manetonul arborelui cotit; iar partea centrală se numește corpul bielei (3).

Figura 2.4 Parțile componente ale bielei [4]

Construcția piciorului bielei

Piciorul bielei se construiește rigid (figura 2.5) dacă bolțul este flotant sau fix în umerii pistonului. Piciorul este cilindric (a) la motoarele rapide, iar în picior se montează o bucșă atifricțiune.

În piciorul bielei exista locașuri pentru acumularea uleiului. La varianta (b): se prelucreaza un canal 2 bucșele turnate; echiparea piciorului cu doua bucșe, între care se acumulează un spațiu de acumulare 3; înzestrarea bucșelor cu șanțuri 4. Uleiul poate fi transmis printr-o tăietură din partea superioară a piciorului (c). Pentru MAC navale semirapide se utilizează forma (d, e f). La MAC puternic solicitate se utilizează forma (g, h, i). [11]

Figura 2.5 Construcția piciorului bielei în care bolțul este liber [11]

Când bolțul este fix în piciorul bielei și se aplica montajul cu strângere, sau dacă se folosește un șurub pana (figura 2.6,a), acesta se construiește rigid. Se întâlnesc și construcții elastice, la care piciorul are o fantă, iar bolțul este strâns cu șurub perpendicular pe ea. Fanta poate fi plasată în partea inferioară a piciorului (b) sau lateral (c), asigurând simetria construcției; la a doua soluție, în picior este de obicei o nervură de rigidizare 1. [11]

Figura 2.6 Construcția piciorului bielei în care bolțul este fix [11]

Construcția corpului bielei

Secțiunea transversală a corpului bielei este solicitată la flambaj. Această solicitare apare atât în planul de mișcare al mecanismului motor, în care biela se constituie ca grindă articulată la capete, cât și in planul perpendicular pe cel precedent (planul de încastrare), în care biela reprezintă o grindă încastrată la capete.

Când secțiunea are forma de I (figura 2.4) asigură o bună rigiditate bielei, la o masă relativ mică. Secțiunea transversală a corpului bielei (figura2.10) are forma de I (a) la motoare rapide, semifabricatul fiind matritat.

Atunci când ungerea bolțului pistonului este sub presiune, uleiul este vehiculat printr-un canal găurit în centrul inimii, care este îngroșat la exterior (b) sau nervurat (c); în alte cazuri canalul este excentric (d).

Corpul bielei are secțiune circulară constantă (e) la motoare lente, mari, și la unele motoare rapid forțate. Corpul poate fi prevazut cu canal de ulei (f); uneori, canalul are diametru mare, astfel secțiunea devenind inelară (g) pentru a micșora masa bielei.

La motoarele de putere redusă, pentru motociclete și ambarcațiuni mici, au biele cu corp de secțiue dreptunghiulară (i), sau mai rar, în cruce (j). [11]

Figura 2.7 Forme ale secțiunii transversale a corpului bielei [11]

c) Construcția capului bielei

Cea mai convenabilă soluție din punct de verere al fabricării este separarea capului de partea superioară a capului după planul perpendicular pe axa bielei (figura 2.4). Ca și piciorul bielei, capul ei este lagat cu corpul printr-o zonă de racordare.

Se impune limitarea grosimii peretelui capului bielei întrucât diametrul fusului maneton este mare, și implicit se mai impune limiatrea a gabaritelor lui; aceasta conditionează traiectoria de mandolină 1 ( figura 2.8) a punctelor extreme ale capului, de care depinde configurația carterului în plan transversal, și trebuie să permita bielei articulate cu pistonul să treacă prin cilindru, usurând montarea și demontarea.

Figura 2.8 Influența traiectoriei de mandolină 1 asupra configurației carterului [11]

Gabarite mai scăzute se obțin atunci când se alege o valoare mai mică a distantei lc dintre axele șuruburilor de asamblare a capului (figura2.9). În acest scop grosimea minimă a peretelui interior al capului se reduce la 1…1,5mm (a) sau este eliminată, șuruburile pătrunzând ăn carcasa cuzinetului (b). Deoarece muchia suprafetei de așezare a capului șurubului crează concentrare de tensiuni, care pot genra fisuri (c), se recurge la racordarea muchiei (a, b) sau se practică o scobitură de descărcare (d). Partea superioară a capului bielei este prevazută de obicei cu un orificiu, care proiectează pe cililindru uleiul necesar ungerii (e). [11]

Figura 2.9 Detalii constructive la capul bielei [11]

Capul este construit separat de corp, la motoarele mari cuprinzând o parte superioară și capacul, asamblate de regulă cu aceleași șuruburi (figura 2.10).

Figura 2.10 Separarea capului bielei de corpul ei [11]

La motoarele MAC supraalimentate, încărcările ridicate, împlică construirea fusurilor arborelui cotit la diametre mari. De aici au drept consecință a asigurării rigiditații necesare capului bielei, rezultă gabarite ale acestuia ce depașesc alezajul cilindrului. Dintre alte soluții (figura 2.11), este mult raspândită separarea capului după un plan înclinat față de axa bielei, cu un unghi de 30°…60° măsurat de la axa în sensul de rotație al manivelei; șuruburile sunt solicitate numai axial, forșa din planul de separare fiind preluata de danturi triunghiulare (a), praguri de descărcare (b, c) sau bucșe centrate (d). Alta soluție recurge la separarea capului bielei de corp limitând corespunzător dimensiunile acestuia (e). La motoarele rapide de putere înală, se practică separarea capacului bielei perpendicular pe axa ei (f). Se mai aplica soluția la care capacul bielei are doua jumătați ăn formă de arce de cerc (g). [11]

Figura 2.11 Construcții care asigură trecerea bielei prin cilindru [11]

Arhitectura generală a mecanismului motor

Funcțiunile sistemului de alimentare sunt următoarele: să asigure stocarea unei cantități de combustibil la bordul automobilului pentru asigurarea unei autonomii de câteva sute de km, să asigure introducerea în camera de ardere a unei doze de combustibil în corelație cu regimul de funcționare al motorului, introducerea dozei de combustibil să se facă în momentul optim, să asigure o orientare optimă a jetului de combustibil în camera de ardere în concordantă cu geometria acestuia și cu mișcarea organizată a aerului din interiorul acesteia. [10]

Acest sistem de alimentare, în present, este întâlnit la majoritatea automobilelor cu aprindere prin comprimare. Având în vedere ca toate modelele similare prezentate sunt echipate cu acest sistem, se adoptă și pentru automobilul ce se proiectează același tip de sistem cu rampa comuna.

Avantajul sistemelor de injecție cu rampă comună în comparație cu sistemele de injecție cu elemente în linie sau cu distribuitor rotativ constă în faptul că presiunea de injecție nu depinde de turația și sarcina motorului.

La sistemul cu rampă comună injecția se realizează direct în camera de ardere, care se gasește în piston. Pulverizarea combustibilului se realizează cu ajutorul injectoarelor, specific motoarelor diesel cu injecție directă sunt presiunile mari de injecșie.

Figura 2.12 Geometria camerei de ardere[33]

Forma capului pistonului este una specifica motoarelor diesel, camera de ardere fiind prevazută în capul pistonului. Cea mai întalnită formă a camerei de ardere este în forma literei omega .

Figura 2.12 Sistem de injecție directă în camera de ardere [32]

Mototul cu aprindere prin comprimare poate fi echipat și cu sistem de injecție indirectă, unde combustibilul este injectat în camera divizată.

Figura 2.13 Sistem de injecție indirectă cu camera de vârtej [31]

Pe cursa de comprimare aerul intra în camera de vârtej, astfel combustibilul injectat se vaporizează rapid și se produce arderea care se propagă în restul aerului din cilindru.

Figura 2.14 Sistem de injecție cu camera separată de pre-ardere [31]

Aprinderea se inițiază în precameră și apoi se propagă în cilindru și are loc arderea propriu zisă.

Aceste sisteme de injecție indirectă se întalnesc la motoarele mici.

Definitivarea soluției tehnice pentru ansamblul proiectat

Pentru bolțul ce se proiectează se alege soluția în care forma bolțului este tubulară cu o secțiune constantă. deoarece i se asigură o masă redusă și implicit forțele de inerție dezvoltate de bolț sunt mai mici, prezentând și o soluție tehnologică simplă (figura 2.1, a).

Se alege montarea bolțului flotant și fixarea lui cu inele de siguranță deoarece are o multitudine de avantaje (prezentate la capitolul 2.1) și fiind cea mai raspandita solutie actuală (figura 2.2 c și d, respectiv figura 2.2).

Construirea piciorului bielei se face rigid pentru că s-a ales un bolț flotat, forma piciorului bielei fiind cilindrică specifică motoarelor rapide ca cel din tema de proiect (figura 2.5 a).

Construcția corpului bielei se alege în formă de I, pentru că are o rigiditate bună în planul de oscilație și o masă scazută și totodată fiind specific motoarelor rapide. (figura 2.7 a)

Din punct de vedere al semifabricatului corpul bielei și capacul se obțin împreună, dupa care se separă prin spargere. Se practică separarea capacului bielei perpendicular pe axa ei, fiind specific motoarelor rapide de putere înaltă. (figura 2.11 f).

Se adoptă sistemul cu rampă comună, fiind specific motoarelor moderne și se adoptă geometria camerei de ardere de tip omega (figura 2.12)

CAPITOLUL 3. Proiectarea generală a (sub)ansamblului din tema de proiect

Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la înaintare

Determinarea coeficientului de rezistentă la rulare a pneurilor

Rezistența la rulare depinde de mai mulți factori cum ar fi construcția pneului, viteza de deplasare, presiunea din pneu, încărcarea pneului, momentul aplicat roții, etc.

Coeficientul de rezistență la rulare se poate determina experimental pe baza următoarei formule:

(3.1)

unde – reprezintă coeficientul de rezistență la rulare la viteză mică;

– [h/km] și [h2/km2] coeficienți de influență ai vitezei.

Avănd în vedere că pneul pentru automobilul de proiectat este de tip radial cu secțiune joasă, ecuația coeficientului de rezistență la rulare este:

(3.2)

Pentru a determina variația coeficientului la rulare în funcție de viteza automobilului se utilizează graficul din figura de mai jos, în care se ține cont de tipul construcției pneului și indicele de viteză al acestuia. Graficul este destinat pentru pentru tipul de pneu radial și indicele de viteză H, corespunzător vitezei de 210km/h.

Figura 3.1 Influența vitezei asupra coeficientului de rezistență la rulare [12]

Pe baza figurii 3.1 s-a ales o curba în urma căreia s-a calculculat linia de tendința

Figura 3.2 Linia de tendință a coeficientului de rezistență la înaintare

În urma graficului prezentat în figura 3.2 a rezultat următoarea ecuație:

(3.3)

Tabel 3.1. Valorile coeficientului de rezistență la înaintare la diferite viteze de deplasare

Figura 3.3 Influența vitezei asupra coeficientului de rezistență la rulare

În figura de mai sus este reprezentată variațiile coeficientului de rezistență la înaintare f si f’ în funcție de viteza automobilului calculate cu formulele 3.2 si 3.3. În calculele următoare se va folosi coeficientul de rezistență la înaintare f corespunzător formulei 3.3 deoarece informatiile referitoare la pneuri sunt mai actualizate.

Determinarea coeficientului de rezistență al aerului

Determinarea ariei sectiunii transversale (aria frontală autovehiculului)

Aria secțiunii transversale maxime A sau, mai exact, aria proiecției frontale a autovehiculului se obține prin:

– planimetrarea conturului delimitat din vederea din față a desenului de ansamblu;

– calculul cu relația:

(3.4)

unde – lățimea secțiunii anvelopei;

– înălțimea marginii inferioare a barei de protecție față de cale;

– lățimea automobilului;

– numărul de pneuri ;

– coeficient de formă (0.89 pentru autoturisme)

Determinarea ariei secțiunii transversale maxime prin planeitatea conturului delimitat din vederea din față a desenelui de ansamblu s-a realizat în programul Autocad pentru o exactitate mai bună, așadar în calculele viitoare aceasta valoare se va folosi. Valoarea rezultată din autocad este de 2,154.

Determinarea coeficientului de rezistență al aerului

Având în vedere că o mare parte din rezistența aerului este produsă de caroserie, coeficientul de rezistență al aerului este influențat de aria secțiunii transversale.

Tabelul 3.2 Valorile medii ale coeficientului de rezistență al aerului

Pentru a determina valoarea coeficientului de rezistență al aerului se va analiza câteva modele similare ale căror caroserie este asemănătoare cu automobilul ce se va proiecta.

Figura 3.4 Toyota Avensis – Cx=0,29 [28]

Figura 3.5 Skoda Rapid – – Cx=0,298 [27]

Automobilul ce se proiectează are o caroserie închisă cu o arie trasnversală de 2,154, conform valorilor din tabel valorile lui cx aparțin intervalului 0,30…0,50. Având în vedere automobilul ce se proiectează are o caroserie asemănătoare modelelor similare prezentate mai sus se adoptă un coeficient de rezistență al aerului Cx=0,30.

Calculul puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare

În timpul deplasării autovehiculului există mai multe tipuri de rezistențe la înaintare: rezistența la rulare, rezistența la pantă, rezistența la demarare și rezistența aerului, astfel se poate scrie formula:

(3.5)

Rezistențele la înaintare se vor calcula la deplasarea în palier fără vânt și cu o viteză cvasiconstantă de unde rezultă că: → si ; Așadar, ecuația devine:

(3.6)

Rezistența la rulare [daN]

Rezistența aerului [daN]

în care k este coeficientul aerodinamic (k=0.06125)

este viteza relativa a aerului față de automobil (3.7)

este viteza vântului ().

este greutatea automobilului la sarcina maximă

Puterea necesara învingerii rezistenței la rulare: (3.8)

Puterea necesara învingerii rezistenței aerului: (3.9)

Suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare: ∑P = + (3.10)

Tabel 3.3 Valorile puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare

Figura 3.6 Variația puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare în funcție de viteza automobilului

Determinarea randamentului transmisiei

Randamentul transmisiei este influențat de tipul transmisiei, tipul angrenajelor, lagărelor, articulațiilor etc.

Astfel alegerea randamentului se face în urma recomandărilor pe baza unor determinări experimentale de specialitate => ηt=95%

Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului din condiția de atingere a vitezei maxime la deplasarea în palier

Prin tema de proiect se impune o valoare a vitezei maxime a atutomobilului (Vmax= 200km/h), la deplasarea acestuia în treapta de viteze cea mai rapidă (priza directa sau echivalentul ei), în palier. Viteza maximă se stabilește pe un drum orizontal, cu viteza vântului neglijabilă, iar la , nu mai este posibilă accelerarea automobilului și nu se va mai consuma putere pentru accelelare.

Viteza maximă reprezintă cea mai mare viteza cu care automobilul pargurge o distanta de un km în treapta corespunzătoare din transmisie. Modul de lucru: automobilul trebuie pregătit (automobilul să fie echipat complet conform caietului de sarcină), se accelerează, se selectează treapta corespunzătoare , pedala de accelerație este complet și se stabilizează acest regim și se pargurge traseul, după care se lasă pedala de acelelație liberă și se rulează pentru răcire. Măsurătorile se fac în ambele sensuri, de cel puțin două ori, din cauza vântului și pentru a evita abaterile de la orizontalitate ale drumului.

Bilanțul de putere este:

(3.11)

pentru , rezultă că și deci

pentru , rezultă

Relația devine:

(3.12)

Se va determina puterea motorului corespunzătoare vitezei maxime:

(3.13)

Predeterminarea coeficienților de adaptibilitate și elasticitate ai motorului

Se alege tipul motorului și se adoptă valorile pentru coeficinții de adaptibilitate (ca) și elasticitate (ce) folosind următoarele formule:

și unde, (3.14)

– este valoarea momentului maxim dezvoltată de motor:

– este valoarea momentului la turația de putere maximă;

– este turația corespunzătoare momentului maxim;

– este turația corespunzătoare puterii maxime.

Pentru turația de putere maximă și pentru turația de moment maxim s-a ținut cont de modelele similare și s-au ales următoarele valori:

Turația minimă la mers încet în gol:

(3.15)

Turația maximă:

)=1,05·4000= 4200 rot/min (3.16)

Cu valorile corespunazătoare turațiilor de mai sus se calculează coeficienții de adaptibilitate și elasticitate:

25

(3.17)

Figura 3.7 Repartiția modelelor similare în funcție de coeficientul de adaptibilitate

Figura 3.8 Repartiția modelelor similare în funcție de coeficientul de elasticitate

Cunoscând valorile coeficienților de aptabilitate și de elasticitate se calculează valorile coeficienșilor de formă :

(3.18)

(3.19)

(3.20)

(3.21)

(3.22)

(3.23)

Se adoptă o valoare (0.9…1.0 MAC) pentru marimea raportată:

(3.24)

Se calculează puterea efectivă maximă a motorului:

(3.25)

Modelarea caracteristicii la sarcină totală a motorului se face prin relația analitică:

(3.26)

, , –

, , –

sau, sub o forma simplificată

(3.27)

Funcția definește caracteristica la sarcină totală raportată și depinde de tipul și de

particularitățile constructive ale motorului.

Caracteristica de moment se va determina cu relatia:

(3.28)

Tabel 3.4 Valorile puterilor și momentului motorului la diferite turații

Pentru calculul puterii și momentului s-au folosit formulele 3.26 si 3.28

Figura 3.9 Caracteristica la sarcină totală a motorului

În figura 3.9 este reprezentată variația puterii și momentului în funcție de turația motorului. Se poate observa intervenția regulatorului de turație, prin scăderea bruscă a puterii si momentului.

Bilanțul de puteri

Se determină raportul de transmitere al transmisiei principale:

(3.29)

Viteza maximă se obține în treapta a cincea

(3.30)

Se determină:

(3.31)

Figura 3.10 Bilanțul de puteri

Momentul atingerii vitezei maxime este dat de întâlnirea curbei rezistențelor la înainare cu cea de putere

Capitolul 3.3 Calculul termic

Calculul procesului de admisiune

Valori uzuale:

(presiunea atmosferică);

(temperatura mediului ambiant) [3];

(coeficentul adiabat) [3];

(presiunea de supraalimentare);

[3] (coeficient politropic) se adoptă, m=1,9;

se adoptă,

ε = 16,5 (raportul de comprimare ales mai jos);

Figura 3.11 Variatia raportului de comprimare pentru modelele similare

Se adoptă un raport de comprimare pe baza studiului modelelor similare ε = 16,5 deoarece este cel mai des întâlnit la modelele similare.

Temperatura de pătrundere în camera de ardere a încărcăturii proaspete este:

(3.32)

, gradul de încălzire al încărcăturii proaspete pentru un MAC supraalimentat, se alege = 8K;

În momentul în care încarcatura proaspătă intra în cilintru, ca urmare a contacului cu suprafețele camerei de ardere, se răcește și devine:

(3.33)

La presiuni mai mari de 1,5 bari temperatura aerului de admisiune depășește 50-60°C și este indicată racirea aerului înainte de intrarea în motor. Reducerea temperaturii cu 10°C conduce la creșterea puterii motorului cu 2,5-3%, reducerea consumului de combustibul cu 1,5%, dar și la o temperatură mai mică a procesului de ardere. [5]

=20…90K coeficientul de racire al încărcăturii proaspete în intercooler, se alege = 60k

Presiunea gazelor este:

(3.34)

[27]

Presiunea de la sfârșitul procesului de admisie:

(3.35)

[27]

Coeficentul de umplere este dat de relația:

(3.36)

Conform literaturii de specialitate , valoarea calculată încadrându-se în acest interval.

Coeficientul de gaze arse reziduale:

(3.37)

Conform literaturii de specialitate , valoarea calculată încadrându-se în acest interval.

Temperatura la sfârșitul procesului de admisiune este:

(3.38)

Calculul procesului de comprimare

(valoarea exponentului politropic de comprimare), se adoptă

Presiunea la sfârșitul procesului de comprimare:

(3.39)

Presiunea la sfârșitul procesului de comprimare are valorile uzuale sunt între

Temperatura la sfârșitul procesului de comprimare este:

(3.40)

Temperatura la sfârșitul procesului de comprimare are valorile uzuale sunt între 800…1200K.

Calculul procesului de ardere

Efectuarea acestui calclul se realizează pornind de la compoziția chimică a combustibilului. Motorina are următoarea compoziție [3]:

(participația masică a carbonului) ;

(participația masică a hidrogenului);

(participația masică a oxigenului);

(puterea calorifică inferioară a combustibilului)

, coeficientul de exces de aer se adoptă

, coeficientul de utilizare al căldurii se adoptă

Cantitatea teoretica de aer:

(3.41)

Cantitatea reală de aer:

(3.42)

Cantitățile de gaze de ardere:

(3.43)

(3.44)

(3.45)

(3.46)

Cantiatea totală de gaze arse:

(3.47)

Participațiile molare volumice ale gazelor de ardere:

(3.48)

(3.49)

(3.50)

(3.51)

Cantitatea inițială de amestec:

(3.52)

Coeficientul chimic teoretic de variație molară:

(3.53)

Coeficientul total (real) de variație molară:

(3.54)

(3.55)

Parametrii de stare la sfârșitul arderii:

Presiunea la sfârșitul arderii:

(3.56)

, gradul de creștere a presiunii se adoptă

Valori uzuale pentru injecție directa [3]

Temperatura la sfârșitul arderii:

TZ =1800…2800K, se adopta TZ =2300K

Gradul de destindere prealabilă:

(3.57)

Calculul procesului de destindere

exponentul politrop mediu, se adoptă

Presiunea la finele destinderii:

(3.58)

Presiunea la finalul destinderii are valori uzuale cuprinse între , se poate observa ca valoarea obținută prin calcul se încadrează în acest interval.

Temperatura la finalul destinderii:

(3.59)

Temperatura la finalul destinderii are valori uzuale cuprinse intre , se poate observa ca valoarea obtinută prin calcul se încadrează în acest interval.

Calculul presiunii medii efective

Presiunea medie indicată a ciclului de referință:

(3.6)

Randamentul indicat al ciclului de referință:

(3.61)

Presiunea medie indicată a ciclului real:

(3.62)

, coeficient de plenitudine , se alege = 0,96

φ= 0.75…1

Presiune medie indicată are valori uzuale cuprinse între , pentru MAC, supraalimentare joasă si medie.

Randamentul indicat al ciclului de real:

(3.63)

Consumul specific indicat de combustibil:

(3.64)

Presiunea medie efectivă:

, randamentul mecanic, se alege ;

(3.65)

Presiune medie efectivă are valori uzuale cuprinse între , pentru MAC, supraalimentare joasa si medie

Randamentul efectiv:

(3.66)

Consumul specific efectiv de combustibil:

(3.67)

Consumul orar de combustibil:

15,37 [kg/h] (3.68)

Trasarea diagramei indicate

Pe baza calcului proceselor care alcătuiesc ciclul motor se construiește diagrama indicată. Ea servește pentru determinarea indicilor de perfecțiune ai ciclului (lucrul mecanic specific sau presiunea medie, randamentul și consumul indicat de combustibil), dimensiunilor fundamentale (D, S) ale motorului, precum și pentru calculul solicitarilor mecanice și termice din organele mecanismului motor. [4]

Se trasează izobarele si , presiunile si fiind determinate în capitolele anterioare. Evoluția de comprimare se construiește pe baza ecuației politropei , la pmi, la pme ,iar evoluția de destindere se construiește pe baza ecuației , iar volumul se construiește pe baza ecuației .

Tabel 3.5 Trasarea diagramei indicate

Figura 3.12 Diagrama indicată a ciclului motor

Calculul dimesiunilor fundamentale ale motorului (D, S)

Cilindreea totală:

(3.69)

τ=4 (numărul de timpi ai ciclului motor)

Cilindreea unitară:

(3.70)

=numărul de cilindrii

Figura 3.13 Variaiția cilindreei totale pentru modelele similare

Figura 3.14 Variația lui ψ pentru modelele similare

Diametrul cilindrului (alezajul):

(3.71)

0,9…1,5 se alege 1.05;

Valoarea D[mm] se rotunjește la numere întegi și va deveni D= 83 mm;

Cursa pistonului:

(3.72)

Valoarea S[mm] se rotunjește la numere întegi și va deveni S =87 mm;

Dupa rotunjirea lui D și S se recalculează

Viteza medie a pistonului:

(3.73)

→ motor rapid

Calculul dinamic

Alegerea tipului de mecanism bielă-manivelă

Mecanismul bielă-manivelă transformă miscarea de translație alternativă a pistonului în mișcare de rotație a arborelui cotit. Prin studiul cinematic al mecanismului motor, se stabilesc expresiile deplasărilor, vitezelor și acceleratiilor organelor sale componente. Cunoașterea acestor expresii este necesară pentru calculul forțelor de inerție care solicită piesele motorului și pentru elucidarea uzurilor rezultate. Mărimile cinematice ale mecanismului depind de modul în care organele lui sunt articulate și de poziția axei cilindrului față de axa de rotație a arborelui cotit.

La motoarele monocilindrice și în linie, mecanismul motor este realizat dupa schema 3.4,a,. Segmentul AB reprezintă bielă, iar segmental OA schematizează manivela, al cărei rol este îndeplinit de cotul arborelui cotit; punctul A reprezintă capul bielei articulate cu arborele cotit, iar punctul B – piciorul bielei articulat cu pistonul, prin intermediul bolțului. Acest mecanism este numit normal si axat, deoarece el are capul bielei articulat direct pe fusul maneton al arborelui cotit si axa cilindrului, de-a lungul căreia se deplasează piciorul bielei, concurenta cu axa de rotație a arborelui cotit.

La mecanismul din figura 3.4,b, care este numit normal si dezaxat, capul bielei este articulat tot direct pe fusul maneton, însa axa cilindrului nu intersectează axa de rotație a arborelui.

Figura 3.15 Schematizarea mecanismului motor a-axat; b – dezaxat [11]

Se alege mecanismul de tip axat care este cel mai simplu și la care seria Fourier a forțelor de inerție ale maselor cu mișcare de translașie aferente echipajului mobil al unui clindru, Ft , nu conține armonicile de ordin impar (p>1, p=3, 5, 7…)

Calculul dimensiunilor principale ale mecanismului motor

Mecanismele cu biele lungi conduc la o reducere a valorii maxime a forței normale N, care aplică pistonul portant pe cilindru, motiv pentru care se aplică în general la MAC. Astfel se recomandă pentru MAC: .

Astfel raportul dintre raza manivelei (R) si lungimea bielei (L) se adopta

(3.74)

(3.75)

(3.76)

Stabilirea maselor pieselor în mișcare ale mecanismului motor

Se face prin predimensionarea acestora, calculul aproximativ al volumelor și alegerea materialelor pentru cunoasterea densitații. Valorile obținute se compară cu datele statistice:

Pentru a determina masa pistonului este necasară alegerea unui material. Pentru automobilul ce se proiectează se alege ca material pentru piston un aliaj de aluminiu cu densitatea aparentă cuprinsă între 1,2…1,4 [9]

astfel se adoptă ρp = 1,2 kg/dm3, existând următoarea relație:

(3.77)

Masa pistonului se determină conform relației:

(3.78)

Masa grupului piston se determină conform relației:

(3.79)

Masa bielei se determină conform relației:

(3.80)

= 0,09…0,5 g/mm2 masa raportată bielei pentru MAC rapid, se adoptă = 0,3 [3]

Masa aflată în mișcare de translație se determină cu relația:

(3.81)

Pentru verificare pentru MAC:[3]

(3.82)

Se observă că masa aflată în mișcare de translație se află in paraametrii optimi.

Calculul forțelor și momentului din mecanismul motor

Forțele care lucrează în mecanismul motor se grupează în: forțele produse de presiunea gazelor din cilindru , forțele de inerție ale maselor în mișcare, forțele de greutate și forțele de frecare. Ultimele două categorii de forțe nu se iau în considerare la motoarele ușoare rapide deoarece au valori reduse în comparație cu celelalte și, în plus, forța de frecare este greu de evaluat. [26]

Forța de presiune a gazelor de ardere [27]:

(3.83)

Fp = forța de presiune a gazelor de ardere

p = presiunea gazelor din cilindru

pcrt = presiunea gazelor din carter, practic pcrt = 0,1Mpa=1bar

Pe diagrama indicata se cunoașe dependenșa p(V). Forta Fp(α) se determină pe cale analitică.

Forțele de inerție se grupează în două clase: forțele de inerție ale maselor (mtr) care au o mișcare de translație sau o mișcare alternativă și forțe de inerție care au o mișcare ratatorie.

Forța de inerție a pieselor aflate în mișcare de translație (Fitr) [3]:

(3.84)

[3] (3.85)

(3.86)

ω = viteza unghiulară a manivelei;

;

Forța în lungul axei cilindrului [4]:

(3.87)

Forța F se descompune în două componente: o componentă K, după axa bielei și o componentă N normală pe axa cilindrului.

Forța in lungul axei bielei [3]:

(3.88)

β = oblicitatea bielei, α[rad] [3]:

(3.91)

Forța normală:

(3.92)

Forțele care acționează asupra fusului maneton și fusului palier se determină deplasând forța K în butonul de manivela (punctul A) și descompunând-o în două direcții: una tangențială la maneton – forța T, cealaltă normal pe maneton – forța Z:

Forța tangențială [3]:

(3.94)

Forța în lungul manivelei [3]:

(3.93)

Momentul M este o mărime periodică, perioada momentului motor este egala cu perioada ciclului motor, pentru motorul in patru timpi aceasta este 720°RAC.

Momentul M care rotește arborele cotit produce asupra motorului un moment de reacțiune care tinde sa răstoarne motorul. [4]

Momentul motor [3]:

(3.94)

(3.95)

Reprezentarea grafică a forțelor calculate:

Pentru studiu este util să se reprezinte grafic forțele în funcție de unchiul α[°RAC].

Figura 3.16 Variația forțelor produse de presiunea gazelor în cilindru din mecanismul motor

Alura forței F este determinată de forțele si .

Figura 3.17 Variația forței tangențiale T și a forței Z din mecanismul motor

Forța T are aproximativ alura lui N deoarece se anulează în punctele moarte și schimbă de semn. Forța Z are si ea o alură particulară. Se observă că M difera de T printr-o constantă, deci M are aceasi alură ca T, iar valoarea lui se citește din diagrama foței T mărind scara de R ori.

Figura 3.18 Variația forței din biela K și variația forței normale N din mecanismul motor

Alura fortei K este determinată de cea a forței F deoarece variază în limite restrânse și nu se anulează. Forța N are o alură particulară, deoarece se anulează când oblicitatea este nulă (biela si manivela la punctele moarte).

Se verifică puterea motorului:

= momentul motor mediu (3.96)

(3.97)

Eroarea admisibilă maximă: 5%

·00=49,6 ibila maxima (3.98)

Calculul bolțului

Alegerea Materialului

Tabel 3.6 Materiale [9]

Se adoptă materialul 13CrNi35.

Predimensionare

Următoarele rapoarte sunt destinate motoarelor de automobile pentru MAC și cu tipul de montaj bolț flotant.

Figura 3.19 Schema pentru dimensionarea boțului [11]

Tabel 3.7 Dimensionarea bolțului [9]

Presiuni admisibile pistoane din aliaj ușor pentru motoare supraalimentate cu . [9]

Se adoptă , deoarece pistonul este mai puțin rezistent decât biela, iar conditiile de lucru sunt mai dezavantajoase în umerii pistonului: temperatura este mai mare, bucșa în piciorul bielei amelioreaza frecarea.

Verificarea presiunii în piciorul bielei și în umerii pistonului

Forța de calcul:

(3.99)

–

– este masa totală a pistonului și a segmenților

(3.100)

(3.101)

-a – lungimea de sprijin în umerii pistonului

a = (3.102)

-b – lungimea de sprijin în piciorul bielei

(3.103)

Forța se consideră distribuită uniform în lungul și in jurul suprafetelor de sprijin.

Verificarea presiunii în umerii pistonului:

pa = (3.104)

Verificarea presiunii în piciorul bielei:

pb = (3.105)

Verificarea la rezistența

Verificarea la încovoiere

Se face static și la oboseală sarcina se consideră distribuită liniar în lungul bolțului în umeri și uniform în piciorul bielei (figura 3.20 b) deoarece corespund eforuri unitare ușor mărite, deci mai acoperite.

Figura 3.20 Schemele de solicitare a bolțului la încovoiere (a, b) și distribuția forțelor tăietoare în lungimea bolțului (c).[11]

= (3.106)

=

Verificarea la oboseală

Solicitarea este de durată și se verifică la oboseală

Se stabilesc urmatoarele [3]:

– factor dimensional

= 1 – coeficient efectiv de concentrare

coeficient de calitate a suprafeței se adoptă

= , se adoptă

= ·=

= (2·- )/= 0,25

În cazul bolțului flotant se consideră ciclul de încărcare alternant simetric. Coeficientul de sigurantă la oboseală este dat de relația:

= ; [9] (3.107)

Verificarea la forfecare

Forța tăietoare maximă se realizează în zona jocului dintre piciorul bielei și umerii pistonului (figura 3.20 c), iar efortul unitar maxim la periferia bolțului în plan normal la axa pistonului.

După formula lui Juravski:

< [9] (3.108)

După verificarea sumară:

< [3] (3.109)

Verificarea la ovalizare

Aceasta verificare se efectuează considerând că bolțul este o bară curbă în secțiune tranversală.

Sarcina se consideră sinusoidal distribuită pe jumătate din periferia bolțului în plan transversal (figura3.21).

Figura 3.21 Schema pentru verificarea bolțului la ovalizare [11]

Efortul unitar maxim, de compresiune ii revine fibrei interiare la (fig.3.22).

(3.110)

Verificarea deformatiei

Deformatia maximă de ovalizare se produce în planul perpendicular pe axa pistonului (figura 3.22).

Figura 3.22 Distribția eforturilor unitare de ovalizare[11]

, jocul din umerii pistonului în funcționare, se adoptă 0,004d;

E = 2,1∙ 105, modul de elasticitate longitudinală;

(3.111)

Pentru ca bolțul este flotant, deformatia f nu trebuie sa depășească jocul diametral din umerii pistonului pentru a se evita griparea.

Jocul de montaj:[3]

∆ = (3.112)

coeficient de dilatare al bolțului, ;

coeficient de dilatare material piston, ;

, temperatura bolțului;

, temperatura umerilor pistonului, ;

Când pistonul este din aliaj ușor se obține adesea deoarece si . Rezultă deci necesitateaa asigurării strângerii la rece; astfel temperatura la care este încalzit pistonul pentru efectuarea montajului trebuie să asigure o creștere a diametrelor orificiilor din umeri, cel putin egala cu strangerea. Se recomandă [3]

(3.113)

Calculul bielei

Alegerea materialului

Tabel 3.8 Materiale [4]:

Bielele se mai construiesc și din oțeluri carbon de calitate (OLC 45X, OLC 50).

Se alege materialul 41CrNi12.

Calculul piciorului bielei

Predimensionare

Figura 3.23 Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei [4]

Diametrul exterior al piciorului bielei [3]:

(3.114)

d- este diametrul exterior al bolțului

Diametrul interior piciorului bielei:

(3.115)

În cazul bolțului liber în bielă, hb fiind grosimea bucșei de bronz:

Grosimea minimă a peretelui bucșei:

(3.116)

bp – lățimea piciorului bielei (vezi la predimensionarea bolțului)

Se alege unghiul de încastrare si se determina raza de racordare cu corpul bielei ρ, și poziția secțiunii minime a corpului (cota xp):

Lățimea corpului în partea piciorului,

Grosimea radială a piciorului,

(3.117)

xp = ( (3.118)

Verificarea de rezistentă

a) Efortul unitar maxim produs de forța care întinde biela:

= 8836 N (3.119)

Fi este considerată uniform distribuită pe jumătatea superioară a piciorului. Efortul unitar maxim apare în fibra exterioară în zona de racordare cu corpul la un unghi , unde β ales între 15°…25°.

Raza fibrei medii:

(3.120)

(3.121)

Forța normală:

(3.122)

Momentul încovoietor:

(3.123)

Grosimea piciorului în zona de racordare cu corpul :

(3.124)

Fracțiunea din forța normal Nφ preluată de piston:

(3.125)

Unde:

Eb = 1,15∙105 N/mm2, modulul de elasticitate longitudinală al bronzului

E = 2,1∙105 N/mm2, modulul de elasticitate longitudinală al oțelului

Eforul unitar maxim:

(3.126)

b) Efortul unitar maxim produs de forța care comprimă biela:

Fc considerată sinusoidala distribuită pe jumătatea inferioară a piciorului, efortul unitar maxim se realizaează tot în fibra exterioară, în zona de racordare la unghiul φ` (în general diferit de φ). Se consideră φ`=φp=100°;

(3.127)

au rezultat din tabelul de mai jos.

(3.128)

(3.129)

(3.130 )

Figura 3.24 Variatia reactiunilor

c) Eforturile unitare produse de bucșa presată în picior (la bolțul flotant)

Presiunea de fretaj:

(3.131)

so = 4…8μm – strângerea inițială, se alege so = 6μm;

– strângerea termică, ;

T = 375-425K – temperatura în funcționare, se alege T=400K;

αb =1,8∙10-5 K-1 – coeficient de dilatare termică a bucșei;

α = 10-5 K-1 – coeficient de dilatare termică a bielei;

μ = 0,3 coeficient Poisson.

Efortul de fretaj în fibra exterioară este:

(3.132)

d) Coeficientul de siguranță la oboseală

(3.133)

;

;

se alege ;

;

= 350…370MPa, se adopta ;

= 0,75;

, se alege ;

Verificarea deformației

Sageata maximă în planul normal la axa bielei:

(3.134)

Calculul capului bielei

Calculul șuruburilor de biela

a) Forța care îi revine unui șurub este Fs, dacă planul de separare a capacului este normal la axa bielei, unde z este numărul de șuruburi – se recomandă z=2:

(3.135)

Forța maximă de întindere a capului bielei:

(3.136)

masa părții din bielă în rotație;

masa capului bielei;

;

Forța de prestrângere inițială:

(3.137)

Forța suplimentară în exploatare:

(3.138)

Forța maximă în exploatare:

(3.139)

b) Predimensionarea șurubului:

Diametrul fundului filetului:

(3.140)

C=2,5…4, coeficient de siguranță la curgere, se adopta C=2,5;

– limita de curgere pentru materialul suburului din otel aliat;

În funcție de rezultatul obținut se alege din STAS 510-74 pentru filete normale șurubul cu mărimea M12 cu ds=10,106. [11]

c) Verificarea la oboseală:

(3.141)

(3.142)

(3.143)

(3.144)

Se aleg pentru oțel aliat:

, se adopta ;

, se adoptă

;

, se adiptă

= 0,2;

; ; ; (3.145)

Și astfel se determină:

[3] (3.146)

Pentru porțiunea nefiletată se inlocuiește cu=9,3, și se adoptă din intervalul; iar ceilalti coeficienti rămân identic apoi se calculează:

Și astfel se determină:

[27] (3.147)

Predimensionarea capului bielei

Pentru a determina dimensiunile capului bielei este necesar să se cunoască dimensiunile fusului maneton (dm, lm), alezaj D și diametrul exterior al filetului șuruburilor.

Diametrul manetonului:

(3.148)

Lungimea manetonului:

(3.149)

Raza de racordare a fusului cu brațul:

(3.150)

Diametrul interior al capului bielei:

(3.151)

Gromimea cuzinetului variază intre la motoarele pentru automobile, se adoptă . [3]

Diametrul exterior al capului:

(3.152)

Grosimea capului:

= 13,5 mm (3.153)

Lățimea corpului bielei în partea capului:

(3.154)

Raza de racordare cu capul bielei:

(3.155)

(3.156)

Verificarea de rezistență a capului bielei

Se face la întindere sub acțiunea forței Fic , sinusoidal distribuită pe jumătatea inferioară a capului. Folosind relațiile pentru grinzi drepte efortul unitar în secțiunea de racordare este:

(3.157)

(3.158)

(3.159)

Unde:

este distanța între axele șuruburilor

; ;

– modulul de rezistență

– aria secțiunii

– lățime cap bielă;

Verificarea deformației capului:

În plan normal la axa bielei, sageata maximă este:

(3.160)

Unde:

– momentul de inerție al secțiunii capului (3.161)

– momentul de inerție al secțiunii cuzinetului (3.162)

, se adoptă

Calculul corpului bielei

Dimensiunile corpului bielei

Lungimea bielei trebuie calculată astfel încat arborele cotit să nu lovească cilindrul, când pistonul trece prin PMI, și nici pistonul, când acesta trece prin PME și de asemenea sa nu lovească cilindrul, când poziția de înclinare a bielei este maximă.

(Se determină pentru picior (indice p), pentru cap (indice c) și mediu (indice M))

; ;

; ;

;

; ;

lățime corp picior (3.163)

lățime corp cap (3.164)

– lățime corp în zona medie (3.165)

Se verifică la oboseală prin întindere-compresiune însecțiunea minimă și medie (în care se consideră și flambajul ce însoțește comprimarea, în planul de mișcare și cel de încastrare).

În sectiunea minimă (m)

(3.166)

=

;

Urmatoarele valori sunt considerate identice ca la calculul piciorului bielei:

se alege ;

;

= 350…370MPa, se adopta ;

= 0,75;

, se alege ;

(3.167)

În secșiunea medie (M) – în planul de mișcare:

(3.168)

Unde:

– densitate otel (3.169)

(3.170)

, volumul piciorului (3.171)

, volum corp între secțiunea medie și picior (3.172)

(3.173)

(3.174)

(3.175)

(3.176)

(3.177)

, se adopta

( 3.178)

= ( 3.179)

( 3.180)

;

Coeficientii se adoptă de la piciorul bielei

În planul de încastrare

(3.181)

(3.182)

(3.183)

= (3.184)

;

(3.185)

(3.186)

*Majoritatea informațiilor și formulelor din acest capitol 3 au fost preluate din sursa bibliografică [3] si [4]

CAPITOLUL 4. Diagnosticarea mecanismului motor

Din cauza uzurilor sau deteriorării prin efort mecanic sau din cauza regimului termic ridicat, piesele din mecanismul motor îsi schimbă starea tehnică.

În tabelul 4.1 se pun în evidență simptomele și cauzele unor posibile defecțiuni des întâlnite la mecanismul motor.

Tabelul 4.1 Simptomele și cauzele unor defecțiuni ale mecanismului motor [7]

Pentru diagnosticarea mecanismului motor se investighează: jocurile din cuplele cinematice ale mecanismului motor și etanșeitatea camerei de ardere și a cilindrilor.

Verificarea jocurilor din cuplele cinematice ale mecanismului motor

Determinarea jocurilor din mecanismul motor se pot determina foarte precis cantitativ cu instalații speciale de măsurare prin demontarea motorului și masurării diecte, dar această metodă nu e specifică diagnosticării.

Ca urmare a uzării excesive este creșterea jocurilor în cuplele cinematice, aceastea devin periculoase dacă se depăsesc limitele admise. Jocurile din cuplele cinematice se pot determina printr-o verificare calitativă prin analiza surselor de zgomot. Metoda de verificare este auscultarea care permite identificarea cazurilor în care jocurile depășesc anumite valori; de exemplu aproximativ 0,2 – 0,3 mm pentru grupul piston-cilindru, 0,1– 0,2 mm pentru lagărele maneton și aproximativ 0,1 mm pentru lagărele palier. [2]

Instrumentul cu care se poate face auscultarea este un stetoscop cu tija, normal sau electronic.

Auscultarea mecanismului motor se face in mai multe zone după cum sunt prezentate în figura de mai jos:

Figura 4.1 Zonele de prelevare a sunetelor pentru auscultarea mecanismului motor[2]

1 – capacul chiulasei; 2 – chiulasă; 3 – blocul cilindrilor; 4 – ambreiaj; 5 – carter inferior; 6 – capacul mecanismului de antrenare a arborelui de distribuție; [2]

Zona A

Poziția: de-a lungul generatoarei cilindrului, pe toată lungimea acestuia.

Cupla cinematică: cuplul piston-cilindru.

Defecțiuni posibile: joc excesiv între piston și cilindru, îndoirea bielei

Regim de funcționare: mers în gol la turația minimă cu accelerări repetate spre turații mijlocii

Descrierea sunetului: frecvență medie, intensitate proporțională cu mărimea jocului, care se amplifică la accelerare. De regulă, sunetul este mai intens imediat după pornirea la rece a motorului și se atenuează pe măsura încălzirii motorului. Aspectul sunetului – metalic înfundat.

Eventuale manevre: la suspendarea arderii în cilindrul respectiv (se extrage fișa de la bujie, se slăbește racordul conductei de motorină sau se extrage cablul de comandă al injectorului electro-magnetic sau piezoelectric) zgomotul diminuează substanțial.

Zona B

Poziție: pe lateralul blocului cilindrilor, în apropierea punctului mort exterior.

Cupla cinematică: segmenți și canalele acestora.

Defecțiuni posibile: joc excesiv între segmenți și canalele lor din piston, segmenți sparți

Regim de funcționare: mers în gol la turații medii.

Descrierea sunetului: frecvență ridicată, intensitate redusă, aspect metalic asemănător lovirii a doi segmenți.

Eventuale manevre: –

Zona C

Poziție: pe lateralul blocului cilindrilor, în vecinătatea p.m.i.

Cupla cinematică: articulația bolțului.

Defecțiuni posibile: joc excesiv între bolț și umerii pistonului și/sau bucșa din piciorul bielei

Regim de funcționare: mers în gol cu accelerări de la turații mici spre turații mijlocii.

Descrierea sunetului: frecvență medie, intensitate proporțională cu mărimea jocului, dar care crește rapid pe măsura amplificării acestuia, sunetul devenind puternic; aspect metalic, asemănător lovirii unei nicovale cu ciocanul, poate fi confundat cu sunetul produs de arderea cu detonație.

Eventuale manevre: –

Zona D

Poziție: pe lateralul blocului cilindrilor, între p.m.i și p.m.e., în zona medie a cursei pistonului.

Cupla cinematică: lagărul maneton.

Defecțiuni posibile: joc excesiv în lagărele maneton, griparea sau topirea cuzineților lagărului maneton

Regim de funcționare: mers în gol pornind de la turații mijlocii cu reducerea progresiva a turației.

Descrierea sunetului: frecvență medie, intensitate mijlocie sau ridicată, aspect înfundat de lovituri clare, distincte.

Eventuale manevre: intensitatea sunetului se reduce substanțial la suspendarea arderii în cilindrul respectiv.

Zona E

Poziție: pe lateralul blocului cilindrilor, în dreptul lagărelor paliere;

Cupla cinematica: lagărele paliere;

Defecțiuni posibile: jocuri excesive în lagărele paliere, griparea sau topirea cuzineților lagărului palier;

Regim de funcționare: mers în gol pornind de la turații medii cu accelerări până la turația maximă;

Descrierea sunetului: intensitate puternică, frecvență medie spre joasă, aspectul unor lovituri clare, distincte cu frecvență regulată.

Eventuale manevre: intensitatea sunetului nu se reduce semnificativ la suspendarea arderii în cilindrii alăturați.

[2]

Aceasta metoda de analiza a zgomotelor e avantajoasa din pricina unei tehnologii simple, rapide si ieftine de diagnosticare. Dezavantajele metodei constau in capacitatea de pricepere a operatorului care poate fi subiectiv la interpretarea sunetelor.

Verificarea etanșeității camerelor de ardere și cilindrilor

Pentru funcționarea în parametrii optimi, motorul trebuie să realizeze etanșări cât mai bune a cilindrului atunci când supapele sunt închise. Acest lucru influențează desfașurarea proceseor termice, influentând performanțele energetice, de consum de combustibil și de ulei precum și influența emisiilor poluante.

Etanșeitatea cilindrului depinde de starea tehnica a următoarelor piese componente ale motorului: grupul piston-segmenti-cilindru, cuplul supapă-scaun de supapă, chiulasă si garnitură de chiulasă.

Etanșeitatea perfecta a cilindrului nu există deoarece se iau în vedere: caracteristicile constructive ale segmenților (existența fantei) precum și jocul dintre piston și cilindru. Pe masură funcționarii motorului etanșeitatea scade deoarece cresc jocurile in piesele aflate in miscare.

De asemenea, etanșarea cilindrului poate fi compromisă și ca urmare a unor cauze accidentale: spargerea segmenților și/sau a canalelor lor din piston, griparea parțială și intermitentă a pistonului în cilindru, deteriorarea garniturii de chiulasă, blocarea supapelor în ghiduri, ciupirea marginilor talerelor supapelor sau/și a scaunelor de supapă, defectarea suprafeței de așezare a chiulasei pe blocul cilindrilor, fisurarea pereților camerei de ardere din chiulasă sau reglarea incorectă, la valori prea mici, a jocului termic din mecanismul de distribuție.

Nivelul de etanșare a camerelor de ardere și cilindrilor pot fi influientati si de următoarele aspecte:

– distrugerea garniturii de chiulasă atunci când apare detonația sau când regimul termic al motorului depășește nivelul normal din diferite cauze.

– „înmuierea” sau ruperea arcurilor de supapă;

– dereglarea jocului termic al mecanismului de distribuție.

Parametrii de diagnosticare cel mai frecvent utilizați sunt:

– presiunea la sfârșitul procesului de comprimare a gazelor în cilindrul motorului, mărime cunoscută sub denumirea de “presiune de compresie”;

– curentul absorbit de demaror pe durata în care acesta antrenează motorul termic;

– debitul de aer comprimat introdus în camera de ardere;

– evaluarea turației motorului la antrenarea de demaror sau la mersul încet în gol;

– compararea corecțiilor aduse dozei de combustibil injectate între cilindrii motorului.

Măsurarea presiunii de compresie

Nivelul de etanșare al cilindrilor influentează foarte mult valoarea presiunii la sfârșitul procesului de comprimare. Cu cât nivelul de etanșare este mai slab cu atât presiunea la finele comprimării este mai mică.

Măsurarea presiunii de compresie se face cu ajutotul unui compresmetru. Acesta este, în esență, un manometru adaptat măsurării rapide a presiunii din camera de ardere la sfârșitul procesului de comprimare a gazelor proaspete atunci când motorul termic este antrenat de electromotorul de pornire. Acest compresmetru se va cupla la orificiul bujiei sau al injectorului cilindrului la care se face verificarea.

Figura 4.2 Construcția compresmetrului [2]

1 – corp; 2 – garnitură de etanșare; 3 – supapă de reținere; 4 – arcul supapei 3; 5 – cilindru de măsură; 6 – piston; 7 – resort calibrat; 8 – tija pistonului; 9 – ac indicator; 10 – mâner; 11 – diagramă din hârtie cerată

Compresmetrul se pozitioneaza cu garnitura 2 pe orificiul liber al bujiei/injectorului, dupa care se actionează demarorul și aerul comprimat din cilindrul motorului cu ardere internă va deschide supapa 3 pătrunzând în cilindrul 5. Sub acțiunea presiunii, pistonul 6 se deplasează în cilindru comprimând arcul 7. Deplasarea pistonului, egală cu cursa de comprimare a arcului 7, este proporțională cu forța de presiune a gazului, deci cu presiunea de comprimare. Acul 9 se rotește cu un unghi proporțional cu deplasarea pistonului 6 și, implicit, cu valoarea presiunii de compresiune.

Mod de lucru

La MAC, datorită valorilor mari ale presiunii de compresiune, apăsarea manuală directă a compresmetrului nu poate să realizeze etanșarea necesară. De aceea compresmetrele pentru MAC sunt dotate cu o pârghie cu ajutorul căreia compresmetrul este apăsat pe orificiul injectorului. Un capăt al pârghiei se sprijină de șurubul care fixează injectorul în chiulasă, iar celălalt capăt este apăsat manual.

Se acționează demarorul până când acul indicator 9 al compresmetrului își stabilizează poziția. Se citește și se notează valoarea presiunii de compresiune astfel obținută.

Se descarcă compresmetrul deschizând supapa 3 prin apăsarea extremității tijei sale pe un corp dur (blocul cilindrilor sau chiulasa). Se trece la cilindrul următor și se repetă operațiunea.

Interpretarea rezultatelor

Valorile presiunii de compresie rezultate din măsure se compară cu valorile prescrise de constructor. Atunci când nu se cunosc valorile indicate de către constructor se poate calcula valoarea presiunii de compresie după formula de mai jos [33]:

. (4.1)

p0 – presiunea atmosferică (1 bar);

mc – exponent politropic al comprimării (pentru aer mc = 1,3);

εef – raport de comprimare efectiv. Valoarea lui nu coincide cu aceea a raportului de comprimare geometric, ε, indicat de constructorul motorului.

Valoarea lui εef se calculează cu relația aproximativă:

în care (4.2)

αîsa este întârzierea la închiderea supapei [°RAC];

ε – raportul de comprimare geometric.

Localizarea neetanșeităților

Atunci când presiunea de compresie este mai redusă decât valoarea limită acceptabilă se va introduce prin orificiul bujiei/injectorului o cantitate mică de ulei în cilindrul respectiv. Dupa aceea se repetă măsurarea presiunii de compresie. Dacă de această dată valoarea înregistrată este mai mare decât cealaltă rezultă că neetanșeitatea este localizată la nivelul grupului piston-segmenți-cilindru. Uleiul introdus deasupra pistonului pătrunde în zona segmenților și canalelor lor realizând pentru o bună etanșare a acestei zone pentru o scurta perioadă.

Daca valoarea presiunii nu se modifica după introducerea uleiului rezultă că neetanșeitatea poate fi localizată la nivelul garniturii de chiulasă și/sau supapelor și scaunelor lor. După care se verifică aspectul lichidului de răcire din vasul de expansiune pentru a identifica o eventuală prezență a uleiului. Se controlează, de asemenea, uleiul de pe joja de ulei. Dacă uleiul este depreciat atunci înseamna că a patrus lichidul de racire in zona uleiului însemnand că garnitura de chiulasă poate fi deteriorată.

Măsurarea curentului absorbit de electromotorul de pornire (demaror)

Demarorul este un dispozitiv folosit pentru punerea în funcțuiune a unui motor termic pe autovehicul.

Demarorul este o mașină de curent continuu alimentat de la bateria de acumularori la care intensitatea curentului absorbit este proporțională cu valoarea momentului rezistent pe care demarorul trebuie să îl învingă. La acționarea arborelui cotit, rezistențele cresc atunci cand are loc procesul de comrpimare, asadar momentul opus demarorului are o variație pe parcursul unui ciclu motor, prin urmare, pe parcursul unui ciclu motor intensitatea curentului absorbit de demaror variază. Atunci când etanșarea unui cilindru este bună, presiunea în procesul de comprimare este mare, iar demarorul trebuie să dezvolte un cuplu mare deci să absoarbă un curent cu o intensitate ridicată. Dacă etanșarea este slabă presiunea de comprimare va fi mai mică, iar momentul opus demarorului va fi mai mic, deci curentul absorbit de demaror este mai redus.

Figura 4.3 Evolutia intensitatii curentului absorbit de demaror [2]

Urmarirea evoluției intensității curentului absorbit de demaror se face cu un osciloscop cuplat la un traductor inductiv de curent amplasat cu un clește pe cablul de alimentare al demarorului.

Măsurarea intensitătii curentului poate fi înlocuită cu măsurarea căderii de tensiune pe un rezistor. Acest rezistor poate fi rezistenta interna a bateriei. Pentru acest caz se poate cupla osciloscopul la bornele bateriei.

Conform legii lui Ohm:

Ubat = I Rbat, (4.3)

Unde: Rbat este rezistența internă a bateriei de acumulator;

I – intensitatea curentului ce traversează bateria;

Figura 4.4 Evoluția tensiunii la bornele bateriei de acumulatoare[2]

Se poate oberva în cele doua grafice că intensitatea curestului absorbit de demaror este mai mică și căderea de tensiune este mai mare la cilindrii 2 si 3, ceea ce înseamnă că etanșarea cilindrilor 1 si 4 este bună, dar la cilindrii 2 și 3 nu.

Mod de lucru

Mai întai se verică starea tehnică a sistemului electric de pornire (starea bateriei de acumulatori, etc..). Mototul trebuie încălzit în prealabil. Pe cablul de alimentare al demarorului se cuplează traductorul sau se cupleaza osciloscopul la bornele bateriei de acumulatori cu doi clesti. Apoi se acționează demarorul timp de câteva secunde până când se obține diagrama intensitații sau tensiuni, după care se oprește demarorul.

Evaluarea vitezei unghiulare a arborelui cotit la antrenarea de către demaror

La acționarea arborelui cotit al motorului de către demaror, din cauza creșterii momentului rezistent, ca urmare a forței de presiune ce se opune pistonului la înaintarea acestuia către p.m.i. viteza unghiulară scade.

Măsurarea vitezei unghiulare se realizează cu un traductor de turație amplasat în zona volantului. Partea mobila a traductorului este materializată printr-o roată dintată cu 58 de dinti distribuiti pe circumferinta cu o pauza necesară pentru identificarea pozitiei corespunzătoare p.m.i. a pistonului. Traductorul furnizează un semnal sinusoidal. Ceasul calculatorului sistemului de diagnosticare cronometrează timpul scurs pe parcursul unei perioade a semnalului și determină turația motorului corespunzătoare intervalului unghiular respectiv. În acest mod se poate urmări evoluția turației pe parcursul unor secvențe ale ciclului, spre exemplu finalul cursei de comprimare. La motorul în patru timpi ciclul se dezvoltă pe parcursul a două rotații ale arborelui cotit, ceea ce face ca pistonul să se apropie de p.m.i. de două ori într-un ciclu. Pentru a identifica p.m.i. corespunzător finalului comprimării se utilizează senzorul de poziție montat pe arborele de distribuție. În tot acest timp motorul nu pornește din cauza sistemului de diagnosticare care comandă unitatii de control împiedicarea alimentarii cu combustibil.

Figura 4.5 Traductorul de turație[2]

Rezultatul măsurătorii este afișat după câteva secunde de acționarea a demarorului. Valoarea mare a turației semnifică că demarorul trebuie să învingă un cuplu rezistent mai mic deoarece presiunea de compresie este mai redusă ca urmare a pierderilor de gaze mai ample ce reduc cantitatea de fluid comprimat în cilindru.

Figura 4.6 Rezultatul măsurării turației la sfârșitul comprimării[2]

Evaluarea vitezei unghiulare a arborelui cotit la mers încet în gol

Principiul de funcționare este același ca cel anterior de la 4.1.4, doar că măsurarea turației se face la regimul de funcționare a motorului la mers încet in gol.

Figura 4.7 Rezultatul măsurării turației la sfârșitul comprimării[2]

La regimul de mers încet în gol o turație înregistrată la un cilindru mai ridicată decât la ceilalti cilindrii indică faptul ca energia dezvoltată de cilidrul respectiv este mai mare și pierderile de gaze prin neetanseitati este mai mică.

Compararea corecțiilor aduse dozei de combustibil injectate pe ciclu pentru cilindrii motorului

Pentru a atenua, diferențele de energie din cilindrii motorului care produc variații de turație pe parcursul ciclului motor, unitatea de control a motorului corecteaza doza de combustibil pe fiecare cilindru. De exemplu, la un cilindru care prezintă o etanșare mai proastă trebuie injectată o doza mai mare de combustibil pentru a compensa pierderile de fluid de lucru.

Figura. 4.8 Variația factorului de corecție

CAPITOLUL 5. Proiectarea bolțului

Rol: Bolțul sau axul pistonului este piesa de legătură dintre piston și bielă (organul de articulație) și transmite forța de presiune a gazelor de la piston la bielă. Bolțul se montează în umerii pistonului și în piciorul bielei.

Analiza funcțională

Bolțul se montează cu joc în piston sau bielă, fie simultan în ambele organe, pentru ca biela să poată oscila fața de axa cilindrului. Atunci când bolțul e fix în biela el execută o mișcare de rotație alternantă. Iar când bolțul se prevede cu joc în piston și în bielă (bolț flotant) el este antrenat în mișcare alternativă de rotație, iar după un număr de cicluri motoare, execută o mișcare completă de rotație.

Forțele de inerție dezvoltate de bolț încarcă piesele din mecanismul motor. Din acest fapt rezultă că masa bolțului trebuie să fie cât mai mică. Bolțul este încărcat de solicitari mecanice create de forța de presiune a gazelor și forțele de inerție create de piston.

Din cauza temperaturilor foarte mari, condițiile de funcționare ale bolțului sunt dificile din cauza: temperaturii din umerii pistonului care este în jur de 120°…150° C [11]; mișcarii oscilate și lente ale bolțului; în jocurile din locașurile bolțului, peliculă de ulei nu este continuă. Ca urmare între bolț și locașuri se realizează frecarea fără ulei, adică semifluidă, această frecare provoacă o încalzire excesivă și afectează pelicula de ulei existent. Efectul acestei consecinte este provocat de solicitarile prin șoc care intensifică procesul de uzare. Creșterea jocurilor marește procesul de uzare; uleiul fiind expulzat, iar capacitatea de amortizare a socurilor scade, iar dacă uzura se marește ăn timp pot aparea zgomote specifice (bătaie de bolț).

Efecte:

solicitarea cu șoc datorită existenței jocurilor, dar și datorită creșterii rapide agradienților de presiune în faza de ardere ;

încovoierea bolțului în secțiune longitudinală;

ovalizarea în plan transversal;

apariția forfecării în zona din umerii pistonului și a piciorului bielei;

caracterul variabil al sarcinii produce fenemoenul de oboseală;

Reducerea tensiunilor, deformatiei și uzurii se poate face prin impunerea următoarelor cerințe pentru bolț:

masa să fie cât mai mica pentru a limita forțele de inerție;

rezistența mecanică trebuie mărită pentru limitarea solicitarilor la oboseală;

rigiditatea ridicată;

rezistența mare la uzură.

Materiale

Bolțul se confecționează din bare laminate. Materialul trebuie să fie tenace pentru rezistenăa la solicitarea prin șoc. Materialului tenace îi corespunde o deformare mare (ce nu corespunde cerinței de rigiditate) și o rezistenșa mică la rupere (ce nu corespunde solicitarilor de încovoiere și oboseală).

Așadar, se asigură o duritate ridicată (55…65 HRC) stratului superficial, pentru ca materialul să reziste la uzură și oboseală, și o tenacitate ridicată a miezului (35…44 HRC). Materialele care satisfac cel mai bine aceste condișii sunt oțelurile din carbon de calitate (STAS 880-66) și oțelurile aliate (STAS 791-66) (elemente de aliere Cr, Ni, Mn, Mo), cu conținut redus de carbon (0,12…0,35%). [4]

Duritatea suprafeței de lucru al bolțului se poate ajunge la 58-62 HRC, iar a miezului la 25-44 HRC prin cementare pe o adâncime de 0,5-1,5μm. Prin acest lucru se obține o tenacitate bună a materialului și o rezistență mare la uzură și pentru stabilirea structurii se aplică un tratament de revenire. Prin finisare înaltă a suprafetei exterioare a bolțului și prin rectificarea suprafeței interioare cu o rugozitate de 3,2-6,3μm se crește rezistența la oboseală.[29]

Deoarece presiunea maximă din cilindrul motorului poate ajunge până la 200 bari, se adoptă material cu proprietati mecanice îmbunătățite, de execmplu materialele ceramice, și cu densitate redusă pentru o masă cât mai mică, de execmplu materialele din titan. Suprafața oțelurilor niturate au rezistența la uzură mai mare decât a oțelurilor călite suportând încărcări mai mai mari cu 10%…20%.[9]

Oțelurile vor rămâne principalul material pentru fabricarea bolțului la motoarele de serie și nu va fi înlocuit de materialele ceramice deoarece au o duritate redusă și nici de materialele ușoare și rezistente ca aluminatul de titan care au deformatii mari și costuri ridicate. [9]

Tabel 5.1 Proprietăți fizico-chimice ale oțelurilor pentru confecționarea bolțului [11]

Materialul a fost ales la calculul boltului, 13CrNi35.

Condiții tehnice

Bolțul trebuie rezlizat cu toleranțe mici, 5…8μm pentru MAC, pentru a se asigura jocurile impuse de funcționare. Ca să se încadreze în aceste toleranțe, bolțurile se prelucrează în clasa 1 de precizie. La MAC, nivelul jocului fiind mai ridicat nu se mai sortează pe grupe dimensionale.[26]

Celelalte condiții tehnice impuse bolțului ar fi:

grosimea peretelui se exucută cu o abatere de cel mult 0,6mm;

abaterea de la cilindricitate 2,5…3,0 μm;

rugozitatea suprafeței exterioare 0,2…0,4, iar a celei interioare 3,2…6,3.

Pentru bolțul flotant se recomandă un joc față de bucșă din piciorul bielei de (0,0004…0,0015)·d, de regura ∆bucsa=0,005…0,060mm.

Structura procesului tehnologic de fabricare

Având în vedere că piesa care urmează să se prelucreze are un diametru d și o lungime l, se poate obține dintr-un semifabricat (bare tubulare, bare laminate sau forjate) cu diametrul mai mare. Astfel de piese se fixează în universal.

Controlul defectoscopic nedistructiv

Acesta are rolul de a vedea posibile defecte ale semifabricatului.

Tratament termic de revenire și normalizare

Acesta are drept scop detensionarea materialului. Încălzirea pieselor (120-250°C) se face cu o viteză controlată și menținerea la acesteia la acea temperatură (2-20 ore) și răcirea controlată cu 50°C pe ora. În acest fel structura materialului se uniformizeză, iar piesa devine mai prelucrabilă.

Prelucrarea suprafeței frontale

Pentru a putea prelucra suprafața cilindrică exterioară din următoarea etapă este necesară strunjirea suprafetei frontale.

Figura 5.1 Strunjirea fuprafeței frontale

Prelucrarea suprafețelor cilindrice exterioare

Strunjirea spuprafeței cilindrice exterioare se face la acelasi diametru pe o lungime l. Acest proces se execută pentru degrosare, dar și pentru finisare(finisare înalta a suprafetei).

Figura 5.2 Strunjirea suprafeței cilindrice exterioare

Retezarea

Această etapă se realizează cu ajutorul unui cuțit de retezat. Piesa execută mișcarea principală de așchiere (mișcarea de rotație), iar cuțitul execută mișcarea de avans transversal.

Figura 5.3 Retezarea

După retezare se prelucrează ce-a de-a doua suprafață frontală exact ca cea precedentă

Găurirea

Această etapă se practică pentru a micșora masa bolțului. De foarte multe ori, operația de găurire se execută cu burghiul pe strung, piesa este fixată în universal. Se găurește cu un diametru căt mai aproape de alezaj.

Figura 5.4 Găurirea

Strunjirea suprafetei cilindrice interioare

După ce s-a găurit este necesară o prelucrare de finisare. Mișcarea de rotație este facută de piesă, iar mișcarea de avans este facută de cuțit.

Figura 5.5 Strunjirea suprafetei cilindrice interioare

Teșirea muchiilor

Pentru teșirea muchiilor interioare se utilizează un burghiu profilat, iar pentru teșirea muchiilor exterioare se utilizează un cutit profilat.

Figura 5.6 Teșirea muchiilor

Tratament de cementare (pe o adancime de 0,5-1,5μm)

După prelucrare piesele se spală

Controlul de conformitate

Bibliografie

[1] Andreescu, C., “Dinamica autovehiculelor – curs universitar Facultatea de Transporturi”, București, 2016

[2] Andreescu, C., “Diagnosticarea autovehiculelor – curs universitar Facultatea de Transporturi”, București, 2017

[3] Cernat, A., “Construcția și calculul motoarelor cu ardere internă – îndrumar de proiect Facultatea de Transporturi”, București, 2016

[4] Grunwald, B., „Teoria, Calculul și Construcția Motoarelor pentru Autovehicule Rutiere”, Editura didactică si pedagogică, București, 1980

[5] Negurescu, N., “Procese și caracteristici ale motoarelor cu ardere internă – curs universitar Facultatea de Transporturi”, București, 2016

[6] Oprean, M., “Transmisii pentru autovehicule – curs universitar Facultatea de Transporturi”, București, 2016

[7] Stoicescu, P., Untaru, M., s.a., „ Dinamica autovehiculelor pe roți”, Editura didactică si pedagogică, București, 1981

[8] Stratulat, M., Andreescu, C., “Diagnosticarea automobilului”, Editura Societatea Stiinta & Tehnica București, 1998

[9] Pană, C., Negurescu, N., s.a., „ Motoare cu ardere internă –Grupul piston”, Editura Matrix Rom, București, 2017

[10] Toma, M., “Mentenanța autovehiculelor – notițe laborator Facultatea de Transporturi”, București, 2017

[11] Zatreanu, G., Gaiginschi, R., “Motoare cu ardere interna-Construcție și calcul”, Editura “Gh.. Asachi” Iași, 1995

[12] *** “Automotive Handbook”, Bosh, 2011

[13] *** www.auto-data.net

[14] *** www.ultimatespecs.com

[15] *** www.cars-data.com

[16] *** www.alfaromeo.ro/wp-content/uploads/2017/02/Fisa-Alfa-Romeo-Giulietta-serie-2-februarie-2017.pdf

[17] *** http://www.chevrolet.com/performance/crate-engines/small-block-ram-jet-350

[18] *** www.citroen.ro/wpcontent/uploads/2013/04/Citroen_C5_Lista_

de_preturi_02_2017.pdf

[19] *** www.fiat.com.ro/wp-content/uploads/2017/02/Fisa-Fiat-TIPO-

februarie-2017.pdf

[21] *** www.ford.ro

[22] *** www.hyundaimotor.ro/userfiles/carModelFiles/brochures/pliant%

2008122016%20noul%20Elantra%20(200×210)%20WEB_efd.pdf

[23] *** www.opel.ro/content/dam/Opel/Europe/romania/nscwebsite/ro/

brochure_library/passenger_cars/astra_4d/Astra_J_NB4_17.0_Long-RO.pdf

[24] *** www.cdn.renault.com/content/dam/Renault/

RO/gama-renault/brosuri/noul-renault-megane-sedan-brosura.pdf

[25] *** www.saab-romania.ro/modele/9-3-sport-sedan/date-tehnice

[26] *** www.seat.ro/toledo/tehnologie

[27] *** www.skoda.ro/rapid/rapid/date-preturi

[28] *** www.toyota.ro/new-cars/avensis/index/prices#/publish/scroll_to/jumpTo=

%23prices/onAfter=constants.COLLAPSIBLE_PANEL_REQUEST_EXPAND

[29] *** www.volkswagen.ro/contact/materiale-informative/in-format-pdf

[30] *** www.automotive-accessories.co.uk/docs/ForwardViewinfo.pdf

[31] *** cheap-car-service.blogspot.ro/2011/09/indirect-injection.html

[32] *** w3.bg.volkswagen.at/vw_world/innovation/motoren/einspritzsysteme/

einspritzsysteme/

[33] *** http://www.scritub.com/tehnica-mecanica/PROIECT-ATESAT-Tehnician

-mecan74984.php