Tendințele actuale și perseptivele sonicității [308195]

INTRODUCERE

Tendințele actuale și perseptivele sonicității

Bazele sonicității fundamentele teoretice și prctice în tema respectivă a fost realizt și demonstrat de inventatorul și ininer George Constantinescu sau cum mulți oameni din ștința ingineriei o mai cunos ”Gogu” Constantinescu.

Prima problemă fundamentală în inginerie mecanică este de a [anonimizat] o transformare la un punct oare care. A doua problemă în mecanică ar fii pierderile în transormare a energiei.

Metodele de a transmite energia sunt de două tipuri:

[anonimizat], pneumatică și prin cabluri

Metoda electrică

Metodele de transmitere a [anonimizat] a [anonimizat]. Asta ar însemna că presiunea produsă la un capăt este utilizat în celălat căpăt. În aceste condiții lichidul lucrează pur și simplu ca o bară flexibilă de transmisie incompresibilă.

Inginerul Gogu Constantinescu a dezvoltat sistemul de transmitere a energiei cu adoptarea mediului elastic. [anonimizat], sunt în permanență într-o stare de vibrație.

[anonimizat] o [anonimizat], [anonimizat]. Domeniul respectiv poartă denumirea sonicității.

Domeniul respectiv tratează aplicațiile proprietăților elastice a materie la transiterea energiei. [anonimizat]. [anonimizat].

Fig. 1.1 Undă sonică (fluid) (1)

[anonimizat], [anonimizat]. În această lucrare o [anonimizat].

Rezonator sonic

Rezonatoare (ciocane) mecanice

Rezonatorul mecanic este un mecanism de ciocan. Ce functionează cu o anumita frecvență. [anonimizat], nituiri, tăieri, prese cu acțiune rapidă.

[anonimizat], pentru că se poate fi folosită în medii umede. Frecvența lor poate varia în funcșie că de ce avem nevoie. Loviturile poate varia de la câteva lovituri pe secundă până la sute de lovituri pes secundă. [anonimizat].

Fig. 1.2 Ciocan sonic cu resorturi în șir (2)

Teoria ciocanelor mecanici (rezonator sonic)

Ciocanul mecanic este alcătuit dintr-o greutate ținută între două resorturi sub influența unei forțe periodice de-a lungul axesei resortului. Greutatea va începe să oscileze după o animită lege. Dacă dimensiunile relative ale resortului și a [anonimizat] a [anonimizat]-o greutate și resorturi se numește rezonator.

Condenzator sonic

Acest sistem se mai poate fi folosită ca și sistem de condezator alcătuit tot așa dintr-o greutate ce ar fi un piston, resorturi, un cilindru. Resortul are ca scop de a ține in echilibru pistonul care oscilează puțin.

Fig. 1.3 Condensator sonic cu piston și resorturi (2)

Condenzatorul sonic este compus din:

– Cilindru

2 – Resorturi

– Piston

– Lichid

1.2.4 Funcționarea rezonatorului sonic

Rezonatorul sonic compus din greutate care ar avea rolul unui piston și din resoruri, este capabil de a mări amplitudinea oscilațiilor până la infinit cu o singură condiție de a nu exista în sistem nici o frecare. În realitate există frecăre în ori ce sistem mecanic. Frecarea limitează amplitudinea sistemului la o anumită valoare, în funcție de valoarea frecării.

Presupunem că în loc de a consuma energia în frecare, ea este risipită într-un număr de lovituri a ciocanului. Dacă greutatea este oprită în curs ei de către un obstacol la fie care lovitură, cum și se întâplă în realitate, astfel amplitudinea mișcării este limitată.

Din condiția asta rezultă că avem o descărcare a energiei la fie care lovitură (percusiune). Se observă că energia percusiunii depinde de viteza greutății în momentul loviturii și este proporțională cu masa și pătratul vitezei acestuia. Din această condiții putem să tragem o concluzie, că cea mai puternică lovitură obținem atuci când rezonatorul este construit să atingă viteza maximă în momentul impactului.

1.2.5 Condițiile de a obține lovitura maximă

Matematic era demonstrat că, dacă forța periodică care lucrează asupra greutății este datorită unei serii de unde longitudinale, circuluând într-o conductă și lucrând asupra unui piston legat de o greutate, condiția care dă maximul percusiunii va fi ca greutatea să fie în echilibru în contact cu obstacolul izbit.

O altă condiție necesară pentru a obține maximul de percusiune ar fi ca resorturile să fie proiectate, ca sistemul să fie un rezonator pentru periodicitatea particulară a liniei. Din aceste două condiții se poate calcula mărimea relativă a resorturilor rezonatorului. Există cazuri particulare când mărim aplitudinea mișcării a rezonatorului prin îndepărtarea obstacolului, energia loviturii scade în mod continuu până când dispare complet lovitura. În punctul respectiv apare amplitudinea maximă a percusiunii ca amplitudine optimă. Dacă micșorăm aplitudinea sub valoarea aceasta, energia percusiunii se va micșora, până când va dipărea. În momentul când amplitudinea va deveni zero, atunci greutatea va fi în repaus.

În aplicții industriale când se cere ca rezonatorul să dea maximul de percusiune sau putere percutantă cu un minim de greutate, condiția e să îndeplinească cerința aplitudinii optime.

În practică mai sunt și cerințe cînd trebuie să ândeplinească o altă cerință. Cînd greutatea este mare și deplasarea sau amplitudinea tot mare, dar destinat de a da lovituri ușoare. Acest tip de utilizare se poate obține prin aprirea masei rezonatorului mai aproape de amplitudinea maximă, iar nu la amplitudinea optimă. În acest caz se observă că curba vitezei sau a curentului nu este continuă ci discontinuă, deoarece greutatea se oprește brusc, deci viteza brusc scade la zero. Acestă discontinuitate se poate denumi deformția curentului furnizat rezonatorului. Se poate observa că deformația este mai pronunțată pentru condițiile amplitudinii optime și dispare când se atinge amplitudinea maximă.

În cazul când curba vitezei este armonică perfectă, astefel termenul deformație indică abaterea, în formă, a curbei curentului de la curba armonică perfectă.

Pentru a obține o deformație neglijabilă a curentului, trebuie adoptată în rezonator o amplitudine învecinată de amplitudinea maximă.

În general uneltele mici cu caracter de portabilitate pot fi proiecate pentru a da maximul de lucru cu minimul de greutate, lucrând astfel pe principiul ampliyudinii optime. Ciocanele de forjă sau instrumentele grele similare pot fi proiectate pentru a da o deformație mică a curentului.

2 Determinarea principalilor parametrii constructivi și funcționali a rezonatorului sonic

2.1 Demersul de calcul pentru un rezonator sonic:

În cele ce urmează se prezintă calculul rezonatorului sonic:

– avem un ciocan mecanic alcătuit dintr-un piston, care ar avea rolul de greutate și de piston

– pistonul este ținut într-o poziție medie cu ajutorul resorturilor și supus pe o suprafață, acțiunii unui curent sonic

– curentul sonic are perioada de pulsație egală cu perioada naturală de vibrație a ciocanului

Asta ar însemna că:

L – coeficient de inerție

C – coeficientul de capacitate sonică

a – viteza unghulară a manivelei [rad/s]

H – presiunea în tub [Pa]

Ω – secțiunea tubului care este egală și cu secțiunea pistonului [

Resorturile condenzatorului trebuie să fie astfel ca presiunea medie din coloana lichidă să fie balansată. Presiunea medie , aceasta va produce o deplasare, , a pistonului.

Ecuația de mișcare o să fie:

Unde :

h – presiunea sonomotrice

i – curentul sonic

Dacă presiunea medie este balansată static, ecuația 2.3:

Astfel obținem:

În situația respectivă avem condiția, ca originea lui y, poziția pe care pistonul o ocupă sub acțiunea presiunii medii.

Pentru a obține maximul de efect prin lovirea ciocanului, este necesar ca, în momentul în care pistonul începe să se deplaseze în sus din poziția lui de repau, presiunea sonomotrice h să fie negativ. Asfel se poate ridica ciocanul prin scăderea presiunii sub valoarea medie. Acesta este cazul când ciocanul lucrează la amplitudinea optimă.

Din relațiile de mai sus, obținem:

Valorile lui y si i sunt raportate în figura 2.1

Fig.2.1 – Diagramele presiunii, cursei și curentului sonic pentru ciocane sonice (2)

Din figura 2.1 rezultă că y este maxim când și dispare după un timp dat, când , adică:

În momentul respectiv :

Valoarea maximă a lui y va fi:

Energia ciocanului în momentul izbirii se obține înlocuind cu formulele 2.8 și în expresia lui U, și obținem:

Fig. 2.2 – Ciocan sonic cu două resorturi

Dacă resorturile au capacitățile și și sunt dispuse ca în figura 2.2, atunci:

Resortul trebuie comprimat pe o distanță f sub o presiune . În practică sa demonstrat, că este foarte apropiat de H.

Astfel putem scrie:

Din relația 2.14 rezultă:

Din relațiile de mai sus rezultă:

Dacă avem unsingur resort, rezultă:

Din 2.18 pentru unsingur resort relația va fi egală:

Pentru resorturile din sârmă cu secțiune circulară, spiralate în formă cilindrică:

Unde:

B – volumul de metal total a resorturilor ( arcurilor)

σ – efortul admisibil

G – coeficientul de elasticitate transversală a metalului

– o constantă care depinde de resort

– diametrul sârmei

– diametrul mediu al spiralei

Ecuația 2.21 putem scrie mai simplu.

– o constantă care depinde de G și σ

n – o constantă ce depinde numai de σ

valorile pentru m și n pentru resorturi din oțel pentru diferite valori a lui σ , se iau din tabelul 2.1:

Tab. 2.1

În tabelul mai sus valorile lui σ sunt date în

și find volumele metalului resorturilor:

Din 2.26 putem să obținem valoarea lui în fucție de B, find volumul total a resorturilor.

Din relațiile 2.26 și 2.27, obținem:

Pentru resorturi din oțel avem:

Pentru aplicațiile practice înlocind cu U, obținem:

Acestă relație arată că volumul resortului este proporțională numai cu enrgia furnizată într-o lovitură și cu efortul admisibil în resort, dar complet independent de alte variabile.

Forța necesară pentru a pune în mișcare pistonul a unui condenzator pe o cursă f, este dată de următoarea formulă:

Având cazul din figura 2.2, deci avem două resorturi în rezonator. Considerăm că fiecare din ele succesiv se destinde complet la o cursă egală cu f. Însemând cu și , forțele necesare pentru a comprima pe fiecare din aceste resorturi cu cantitatea f, relația de mai sus arată că:

sau

Din relațiile 2.27 și 2.32 sau 2.33 rezultă:

Pentru ciocanele mecanice care lucrează la amplitudinea optimă, în aplicațiile practice este recomandat următoarea procedură de calcul:

Dacă avem date următoarele:

U – energia la fiecare lovitură

H – presiunea sonomotrice din linia de transmisie

a – pulsația curentului

P – greutatea ciocanului

D1 și D2 – diametrele resorturilor

Din relația , calculăm capacitatea

Din condiția de rezonanță obținem:

Cursa se obține din relația:

Forța maximă asupra resorturilor va fi:

Volumele resorturilor:

Diametrtele sârmei pentru cele două resorturi se calculează foarte ușor cu formulele:

Astfel toate elementele a ciocanului am determinat.

Să considerăm că ciocanul este un receptor al cărui factor de putere este unitatea (adică avînd presiunea sonică și curentul în fază). Curentul luat este de o formă sinusoidală, având o valoare maximă:

Unde:

I – debitul alternativ maxim [cm3/s]

l – lungimea echivalentă a manivelei motrice [cm].

Puterea absorbită în acest caz va fi:

Lucrul efectuat în timpul unei singure oscilații va fi:

Înlocind 2.48 în formula 2.11 obținem:

Astfel rezultă:

Sau aproximativ

Din relațiile de mai sus putem să tragem concluzia, că efectul maxim util al unui ciocan, cu o cursă f, poate fi calculat simplu prin formula . H și I fiind maximul presiunii sonomotrice și maximul curentului date de ecuația , ca și cum curentul ar fi de formă sinusoidală și în fază cu H. Acest efect maxim este obținută cu condiția ca ciocanul și condenzatorul lui, să fie în rezonanță cu presiunea sonomotrice imprimată, să fie în echilibru, la punctul unde se produce lovitura, sub acțiunea resorturilor condenzatorului și a presiunii medii a liniei, presupus că lucrează static.

Pe de altă parte, aceste condiții ale unui ciocan mecanic, lucrând la amplitudinera optimă, produc în aceleși timp cea mai mare deformație în curent. Trebuie să îndplinească condiția, ca ciocanul mecanic să fie de dimensiuni relativ mici, astfel ca să absoarbă un curent relativ mic din linia de transmisie principală.

În cazul în care se cere o deformație mică, se pot aplica formulele date pentru cazul amplitudinii maxime. În cazul unui ciocan de forjă, care în general cere o rificare destul de mare a unei greutăți și o cantitate relativ mică de energie pe secundă, procedăm în următoare fel:

-pentru a obține o cursă foarte mare este recomandat de a întrebuința un rezonator, formând dintr-o masă de ciocan de inerție considerabilă, purtată de două resorturi sau capacități

– în loc de a încerca de a obține prin lovitură efectul maxim, impunem condiția ca deformația curentului care alimentează ciocanul să aibă o valoare mică.

Să presupunem că deformația u1 și puterea mecanică W de absorbire sunt date. Presiunea sonomotrică H, frecvența n și cursa f sunt cunoscute. Astfel putem determina dimensiunile ciocanului.

Astfel obținem:

Dar știm că:

Unde

ω – suprafața secțiunii tubului

g – accelerația gravitațională

P – greuatea

Astfel am determinat greutatea ciocanului și secțiunea pistonului.

2.1 Alegerea parametrilor inițiali:

2.3 Parametrii procesului de schimbare a gazelor

Se alege urmatoarele marimi care sunt trecute in tabelul 2.2:

Tabelul 2.2

In continuare se calculează coeficientul gazelor reziduale:

0,039 (2.1)

Temperatura la sfârșitul admisiei va fi:

342,24 K (2.2)

Coeficientul de umplere:

1,011 (2.3)

2.4 Parametrii procesului de comprimare

Se adoptă pentru coeficientul politropic de comprimare 1,38

Presiunea la sfârșitul comprimării:

(2.4)

Temperatura la sfarșitul comprimării:

K (2.5)

2.5 Parametrii procesului de ardere

Se adoptă următoarea compoziție a motorinei care este trecuta in tabelul 2.4.1:

Tabelul 2.4.1

Se vor mai alege următorii parametrii care sunt trecuti in tabelul 2.4.2:

Tabelul 2.4.2

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

0,507 (3.6)

Cantitatea de aer necesar arderii:

0,482 (2.7)

Coeficientul teoretic de variație molară a incărcăturii proaspete:

1,066 (2.8)

Coeficientul real de variație molară a incărcăturii praspete :

1,063 (2.9)

Căldura specifică molară medie a amestecului inițial :

C'μv=20+17,4*10-3*Tc=33,549 (2.10)

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

(2.11)

Temperatura la sfârșitul arderii rezultă din următoarea ecuație :

Tz=2053.78 K (2.12)

Presiunea la sfârșitul arderii :

7,55E+06 (2.13)

Gradul de destindere prealabilă:

1,319 (2.14)

2.5 Destinderea

Se adoptă coeficientul politropic al destinderii:

Gradul de destindere :

14.78 (2.15)

Presiunea la sfârșitul destinderii:

4,73E+05 (2.16)

Temperatura la sfârșitul destinderii:

1694 K (2.17)

2.6 Parametrii principali ai motorului

Se adopta urmatoarele valori care sun trecute in tabelul 3.5 :

Tabelul 2.6.1

Presiunea medie a ciclului teoretic :

(2.18)

p'i=1,25E+06

Presiunea medie indicată:

1306056 (2.19)

Randamentul indicat al motorului:

0,316 (2.20)

Presiunea medie efectivă:

1,02E+06 (2.21)

Randamentul efectiv al motorului:

0,272 (3.22)

Consumul specific efectiv de combustibil :

0.197=304 g/kwh (2.23)

2.7 Dimensini fundamentale ale motorului

Se adoptă raportul cursă alezaj:

0,83 (2.24)

Capacitatea cilindrică necesară:

0.321 dm3 (2.25)

Se determina alezajul și cursa:

mm (2.26)

65,60 mm (2.27)

Viteza medie a pistonului:

12.03 (2.28)

Cilindreea totală a motorului:

1.282 (3.29)

Puterea litrică:

46,79 (2.30)

Diagrama indicată:

Volumul la sfarsitul cursei de admisie:

0.49 dm3 (2.31)

Volumul la sfârșitul compresiei:

0,025dm3 (2.32)

Se traseaza izocorele: Vb=Va

Vc=Vz

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

(2.33)

Politropa destinderii zb se trasează analog:

(3.34)

0,0378 (2.36)

Se adopta:

unghi de avans la aprindere {20…40oRAC}

as=35oRAC

unghi de avans la DSE

adse =40

raportul dintre raza manivelei si lungimea bielei

lb = 1/3,6=0,278

Xs = (S/2)*{[1-cos(as)]+(lb/4)*[1-cos(2as)]} =10,81 mm

p''c = {1,15..1,25}*pc = 1,2*pc =11044431 [N/m^2]

Xev = (S/2)*{[1-cos(aev)]+(lb/4)*(1-cos(2aev)]} =13.9 mm

p'a = (1/2)*(pa+pb) =315333 [N/m^2]

Vc'=p*D2*Xs/4=0.067dm3

Vb'=Va-PI()*D^2*Xev/4= 13.905 dm3

Fig 2.7.1

Cinematica mecanismului bielă-manivelă

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

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

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

Figura 2.8.1 Mecanismul biela-manivela cu piston axat

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

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

n – turatia arborelui cotit, în rot/min;

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

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

l – lungimea bielei, în [m].

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

βmax= 15°

Deplasarea pistonului

397.94 (2.8.1)

Expresia deplasării pistonului:

(2.8.2)

Expresia vitezei pistonului:

(2.8.3)

Expresia accelerației pistonului:

(2.8.4)

Fig.2.8.2 Cinematica mecanismului

Calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă

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

Forțele care acționeaza in mecanismul bielă – manivelă

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

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

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

Figura 2.7.1.1 Fortele si momentele care actioneaza in mecanismul biela-manivela

Forta de presiune a gazelor

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

[N] (2.7.1)

Ap – aria suprafeței capului pistonului;

pg – presiunea gazelor în cilindru după diagrama indicată;

0,005 m2 (2.7.2)

D=79,0 mm

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

Calculul valorilor fortelor Fgse face tabelar 6.1 si se construieste curba Fg = f(α) graficul 6.2

Fortele de inertie

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

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

(2.7.3)

m – masa elementelor în miscare, în [kg]

a – acceleratia maselor, în [m/s2].

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

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

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

Fortele de inertie ale maselor in miscare de translatie

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

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

(2.7.4)

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

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

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

2 (2.7.5)

mp – masa pistonului asamblat, în [kg];

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

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

(2.7.6)

Calculul valorilor fortelor Fj se face tabelar 2.10.1 si se construieste curba Fj = f(α) graficul 2.10.1

Masele pieselor in miscare ale mecanismului biela – manivela

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

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

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

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

(2.7.7)

sau, cu suficientã aproximatie:

(2.7.8)

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

(2.7.9)

mp – masa pistonului asamblat, în [kg];

mb – masa bielei , în [kg].

Fortele sumare care actioneaza in mecanismul biela – manivela

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

(2.7.10)

Calculul valorilor fortei F se face tabelar si se construieste curba F=f(α) graficul 2.7.6.1

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

Se alege: mb=250[kg/m^2] mb=250*Ap= 1.25 kg

mp=200[kg/m^2] mp=200*Ap= 1 kg

m1b=(0.2…0.3)*mb=0.275*mb= 0,088 kg

m2b=(0.8…0.7)*mb=0.725*mb= 0.232 kg

mj=mp+m1b= 0,338 kg

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

3 (2.7.11)

4 (2.7.12)

Calculul fortelor N si B se face tabelar (vezi tabelul 2.9.2) si se reprezintã grafic curbele N=f(α) si B=f(α)(graficul.2.9.3).

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

5 (2.7.13)

6 (2.7.14)

Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor T si Z (vezi tab.6.2) se traseazã curbele T=f(α) si Z=f(α) (graficul.2.9.4).

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

7 (2.7.15)

Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor Mse traseazã curbele M=f(α) (graficul.2.9.6).

Graficul 2.9.5

Graficul 2.9.6

Momentul total al motorului policilindric

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

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

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

Graficul 2.9.7

Alegerea ordinii de lucru a cilindrilor

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

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

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

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

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

Calculul momentului total al motorului

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

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

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

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

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

Momentul total al motoarelor cu cilindrii în linie

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

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

(2.7.17)

(2.7.18)

φ – unghiul de decalaj

φ= 180 °

Insumarea momentelor

(2.7.19)

Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor M (vezi tab.2.10.3) se traseazã curba

M1-4=f(α) (graficul.2.10.7).

Rezultanta fortelor maneton

(2.7.20)

Rezultanta fortelor palier

(2.7.21)

Pe baza calculului tabelar al valorilor rezultantei fortelor din maneton Rm (vezi tab.2.9.4) si valorilor rezultantei fortelor din palier Rp (vezi tab.2.10.4) se traseazã curbele Rm=f(α) (graficul.2.9.8) si Rp=f(α) (graficul.2.9.9). Pe baza tabelului 2.9.4 se vor trasa si diagramele polare ale fusului maneton (graficul.2.9.10) respective fusului palier (graficul.2.9.11)

Calculul de predimensionare al motorului

3.1 BLOC MOTOR RĂCIT CU AER

Cilindrii sunt grupați în blocul cilindrilor care împreună cu carterul se constituie într-o singură piesă.

Blocul motor este proiectat cu cilindri nedemontabili soluție la care cilindri și blocul se constituie într-o piesă unică. Pentru a asigura rigiditatea necesară pereții blocului motor se nervurează atât la interior cât și la exterior astfel încât aceasta se constituie sub formă de corp zăbrelat.

Grosimea pereților se adoptă cât mai subțiri posibil deoarece nervurile preiau tensiunile din timpul funcționării. Se alege bloc motor din aliaj de aluminiu cu grosimea peretelui de 6 [mm].

Nervurile prevăzute pentru mărirea rigidității blocului vor avea grosimi de 6-8 [mm]. Pentru răcirea cilindrilor se prevede o cameră de răcire cu grosime a stratului de lichid de 9 mm.

Diametrul plăcii superioare este de 5 mm.

Se alege varianta cu camasi uscate

Din calculul termic a rezultat:

CALCULUL DE DIMENSIONARE AL PISTONULUI

Calculul pistonului la solicitari mecanice:

– Se alege piston cu camera de ardere omega ,datorita inaltimii mai mici a pistonului si o ardere buna prin injectie cu injector cu mai multe orificii.

– Pistonul se face din aliaj de Al pe baza de Si din grupa aliajelor eutectice.

– Marca aliajului: ATC Si12CuMgNi. MAHLE 124

– Modulul de elasticitate: E=1500 [daN/mm^2].

– Duritatea Brinell: 90…120 HB la 293 [K]

70…90 HB la 423 [K]

30…40 HB la 523 [K]

– Rezistenta la rupere la tractiune: 20…25 [daN/cm^2] la 293 [K]

18…23 [daN/cm^2] la 423[K]

10…15 [daN/cm^2] la 523 [K]

– Rezistenta la rupere la oboseala: 8…12 [daN/cm^2] la 293 [K]

5 [daN/cm^2] la 523 [K]

Dimensiunile preliminare ale pistonului:

Fig. 3.3.1 Elementele de calcul ale pistonului

Lungimea pistonului:

H= 71,46 mm

Lungimea mantalei:

L:=0,430…0,520D Se adopta:L=35,5 mm

Inaltimea de compresie:

l1=0,350…0,450D Se adopta:l1=54 mm

Inaltimea de protectie a segmentului de foc:

h:=0,040…0,120D Se adopta:h=11,5 mm

Grosimea flancului:

hc=0,030…0,450D Se adopta:hc=3 mm

Grosimea capului:

Se adopta:

Distanta dintre bosajele alezajului boltului:

b=0,250…0,400D Se adopta: b=30,4 mm

Diametrul fundului segmentului:

– grosimea radiala a segmentului:

d=4 mm

Dimensionare pistonului:

Diametrul interior al capului pistonului:

Pmax – presiunea maxima a gazelor

di = 46mm

Efortul de incovoiere la extremitatea capului pistonului:

Calculul zonei port-segmenti:

Umarul canalului pentru segment este supus la solicitari de incovoiere si forfecare de catre

forta de presiune a gazelor scapate prin interstitiile dintre piston si camasa cilindrului, care

actioneaza asupra segmentului:

0,387

Unde: 38,25

37,25

Dp= 76,5

Efortul unitar la forfecare:

5,164

Efortul unitar echivalent:

10,334

σa=300…400 [N/mm²] pentru pistoane din aliaje de aluminiu

Grosimea peretelui in regiunea port-segmenti:

– presiunea medie efectiva:

pme=1.05 Mpa

– distanta dintre planurile care delimiteaza zona

port-segment si generatoarea alezajului boltului:

l:=16 mm

l’:=8 mm

49.913

Se adopta d1=50

49.925

Calculul mantalei pistonului:

Presiunea specifica pe mantaua pistonului:

– forta normala maxima pe suprafata cilindrului:

Aev=7992 mm2

Grosimea peretelui mantalei, respectiv diametrele interioare:

– în planul axei boltului:

l1=32.5 mm

50,16

– la partea de jos a mantalei:

l1’=8mm

49,17

Jocul pe flancurile segmentului si jocul radial:

Pentru segmentii de compresie: ja= 0.03 ; jr=0.8;

Pentru segmental de ungere: ja=0.02; jr=1

– pentru segmentul de foc:

– pentru segmentul de compresie:

– pentru segmentul de ungere:

CALCULUL SEGMENTILOR

Se adopta solutia cu trei segmenti (doi de compresie si unu de ungere) deoarece asigura o etansare buna a camerei de ardere si o ungere adecvata a cilindrului.

Grosimea axiala a segmentilor:

Se adopta:

– compresiune:

– ungere:

Presiunea medie:

0.26

Unde: E- Modulul de elasticitate

E= 1.20E+05 23

3.5

Grosimea radiala a segmentului:

4

Se adopta

Verificarea efortului unitar la montaj:

Tensiunea maximă:

343,21

Tensiunea maximă la montaj:

CALCULUL DE DIMENSIONARE AL BOLTULUI

Fig. 3.5.1. Dimensiunile boltului

Se alege solutia constructiva cu bolt flotant in biela.

Boltul se executa din otel aliat 34CrAl6

Dimensiuni constructive:

– diametrul exterior:

de=(0,24…0,28)D = 22,232

Se adopta de=22,3 mm

– diametrul interior:

di=(0,65…0,75)de=12,23

Se adopta di=12,6 mm

– lungimea boltului:

l=(0,88…0,93)D=66,696

Se adopta l=66,5 mm

– lungimea de contact cu piciorul bielei:

lb=(0,26…0,3)D=23,82

Se adoptalb=25,3 mm

Verificarea la uzura:

Forta care solicita boltul:

28404,86

Fgmax – forța maximă de presiune a gazelor

Fgmax=32802,3927

mp- masa pistonului

mp=0,25

r- raza manivelei

r=0,0328

w- viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit

649,262

Λb- raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei

Λb =0,2722

Presiunea în locașurile din piston:

41,955

Unde:

15,18

Presiunea în pociorul bielei:

83,90

Fmin=4397,53121

Tensiunea maxima determinata de momentul incovoietor este la mijlocul boltului:

271,305

Unde:

0,56502242

b- grosimea peretului bolțului

b=4,85

-pentru oțel:

Efortul unitar mediu:

156,65

Amplitudinea eforturilor unitare:

114,65

Coeficientul de siguranță:

2,015

Unde:

βk – coeficientul efectiv de contentrare la sarcina variabilă

βk=1

e- factorul dimensional

e=0,9

g- coeficientul de calitate al suprafeței

-bolț călit cu surafață lustruită 1,5

d-1- rezistența la oboseală pentru ciclul simetric de încovoiere

d-1=250

d0- rezistența la oboseală pentru ciclul pulsator de încovoiere

d0=400

y-coeficientul tensiunilor

0,250

Verificarea la forfecare

Tensiunea unitară la forfecare:

117,637

Verificarea la ovalizare:

,

2,

K – coeficient care depinde de raportul 

valorile coeficientilor  si K sunt date grafic in fig 9 in functie de 

1,49

la f=0 grade:

325,6230

la f=90 grade:

191,5429

– Deformatia maxima de ovalizare:

0,287

„ 0,022232

CALCULUL DE DIMENSIONARE AL BIELEI

Alegerea materialului.

Se alege pentru biela otel de imbunatatire aliat: 30 MoCrNi 20.

Dimensionarea piciorului bielei:

-Lungimea de contact a boltului cu piciorul bielei a,

Se adopta: a=24 mm

Tensiunile unitare produse de forta de intindere se determina in urmatoarele ipoteze:

a) piciorul bielei reprezinta o grinda curba incastrata in zona de racordare a piciorului cu corpul bielei;

b) forta de intindere este distribuita uniform pe jumatatea superioara a piciorului.

Forta de inertie se considera ca actioneaza uniform repartizata pe jumatatea superioara a piciorulul bielei:

– forta de intindere:

4397,531

– unghiul de incastrare: fi=100o =1,75

= 14,04875

– forta normală

2509,248

– Efortul unitar in fibra interioara si in cea exterioara:

Ep modulul de elasticitate a materialului bielei

Eb modulul de elasticitate a materialului bucsei

k coeficient de repartizare a fortei intre bucsa si piciorul bielei

-50,30

69,26

Calculul tensiunilor produse in piciorul bielei de solicitarea de compresiune se efectueaza in

urmatoarele ipoteze:

a) piciorul bielei se considera o grinda curba incastrata in zona de racordare cu corpul bielei;

b) forta de compresiune este distribuita sinusoidal pe jumatatea inferioara a piciorului.

28404,86

Dimensionare corpului bielei:

Dimensiunile caracteristice ale bielei:

– lungimea de lucru a bielei:

l=86 mm

– dimensiunile sectiunii:

Hp=(0,48…1,0)de

Se adopta: Hp=30 mm

Bp=0,75H

Se adopta:Bp=22.5 mm

a:= 0,167H

Se adopta:a= 20mm

Hc= (1,10…1,35)Hp

Se adopta:Hc=33 mm

Corpul bielei este solicitat la intindere,compresiune si flambaj:

– Efortul unitar de intindere:

4397,531

-Efortul unitar de compresiune:

28404,86

– Calculul la oboseala:

Dimensionarea capului bielei:

Capul bielei se verifica la incovoiere sub actiunea momentului dat de fortele de inertie ale maselor in miscarea de translatie si a maselor in miscarea de rotatie,care se afla deasupra planului de separare dintre corp si capac:

Ipoteze de calcul:

a) corpul bielei este o bara curba continua.

b) sectiunea cel mai mult solicitata e sectiunea incastrare.

c) capul bielei are sectiunea constanta,de diametru mediu egal distanta dintre axele suruburilor.

d) forta de intindere e distribuita pe jumatatea inferioara a capacului dupa o lege sinusoidala.

e) cuzinetul se deformeaza impreuna cu capacul,preluand o parte din efortul proportional cu momentul e inertie al sectiunii transversale.

– Capul bielei se verifica la intindere sub actiunea fortei de inertie:

mp:=0.75 kg

0,105

0,276

0,08265

-4397,531

mp – masa pistonului – 0,25

Se adopta umatoarele dimensiuni:

– diametrul interior:dc=60 mm

– grosimea capului bielei: hc=10 mm

– grosimea capacului:gcp=10 mm

– latimea capului:hcp=20 mm

– latimea cuzinetului: hcuz:=30 mm

– grosimea cuzinetului:gcuz=2 mm

– Momentul de inertie al capacului:

– Momentul de inertie al cuzinetului:

– Aria sectiunii capacului:

– Aria sectiunii cuzinetului:

– Modulul de rezistenta la incovoiere al sectinii capacului:

Efortul unitar de intindere in fibra interioara:

43,24

Dimensionarea suruburilor de biela:

Suruburile de biela sunt elementele cele mai solicitate mecanic din motor.

Sunt solicitate de doua forte:

– o forta variabila a maselor in translatie si a maselor in rotatie ( fara masa capului bielei):

– numarul suruburilor de biela:

– o forta de prestrangere:

Se adopta:

– Forta maxima de intindere ce actioneaza pe un surub este:

Se adopta:

– Diametrul fundului filetului:

– coeficient de siguranta:

Fig.14. Schema de determinare a coeficientului de siguranta a suruburilor de biela

– factor ce tine seama de solicitarea la rasucire:

– factor ce tine seama de curgerea materialului:

– tensiunea admisibila la compresiune:

df diametrul fundului filetului

Se adopta filet M10

– Diametrul partii nefiletate a surubului:

– Verificarea la oboseala:

– Coeficientul de siguranta: c

Se adopta:

 coeficient de concentrare

 factor dimensional

 coeficient de calitate a suprafetei

 coeficient ce depinde de caracteristica materialului

1 otel aliat

CALCULUL DE DIMENSIONARE AL ARBORELUI COTIT

Arborele cotit se executa din otel aliat 41 Cr Ni 12.

Se adopta constructiv urmatoarele marimi:

Dimensionarea fusului palier:

57,168

Se adopta: dp=57,5 mm

– lungimea fusurilor paliere intermediare:

25,53

Se adopta: lp=26 mm

– diametrul fusului maneton:

43,67

Se adopta: dm=44 mm

– lungimea fusului maneton:

18,92

Se adopta: lm=19 mm

– diametrul interior:

0

Se adopta: dmi=0 mm

– grosimea bratului:

h=(0,15…0,36)dm=14,52

Se adopta: h=16 mm

– latimea bratului:

b=(1,17…1,90)dm=61,6

Se adopta: b=82,4 mm

– raza de racordare:

3,08

Se adopta: R=3 mm

Dimensionarea fusului palier

Fusurile paliere sunt supuse la torsiune si incovoiere. Pentru verificarea la rezistenta la oboseala se ia in considerare doar efortul la torsiune:

– Fusul palier cel mai solicitat:

Mp max=335506

Mp min=-80418

8,99

-2,154

– Coeficientul de siguranta pentru ciclul simetric:

3,59

Dimensionare fusului maneton

4 Aplicarea distribuitoarelor rotative pentru procesul schimb de gaze la motorul termic utilizând metoda CAE

Metoda CAE

CAE înseamna inginerie asistată de calculator, ce cuprinde mai mulți pași. Primul pas este esențial la metoda asta, ce cuprinde modelele făcute în program de modelare 3D. Modelele trebuie să fie construite foarte precis, pentru obținerea valorilor precise.

Obiectivele analizei CAE și principalele etape abordate

Soluțiile tehnice adoptate, sunt:

Adoptarea distribuitoare rotative în locul supapelor normale, pentru a îmbunătății schimbul de gaze

Cu ajutorul distribuitoarelor rotative mărirea eficacitatea amestecării a amestecului.

Acționarea hidraulică a distribuitoarelor rotative cu pompe cu volum variabil, pentru a asigura distribuția variabilă.

Cele trei subiecte tehnice, au fost abordate prin metoda proiectării asistate de calculator – CAE, fiind efectuate următoarele etape în vederea identificării potențialului lor tehnic:

Analiza CFD a procesului schimbului de gaze cu ajutorul distribuitoarelor rotative

În vederea identificării pierderilor gazodinamice, s-a utilizat simularea dinamică a proceselor de curgere folosind metoda lattice – bolzmann, implementată prin software X – Flow.

Metoda constă în

Beyond Lattice Boltzmann

In non-equilibrium statistical mechanics, the Boltzmann equation describes the behavior of a gas modeled at mesoscopic scale. The Boltzmann equation is able to reproduce the hydrodynamic limit but can also model rarified media with applications to aerospace, microfluidics or even near vacuum conditions.

The discretization approach in XFlow avoids the classic domain meshing process and the surface complexity is not a limiting factor anymore. The user can easily control the level of detail of the underlying lattice with a small set of parameters, the lattice is tolerant to the quality of the input geometry, and adapts to the presence of moving parts.

Capabilitatea de a fi simulate ușor condiții de curgere precum pereții mobili ai domeniului sau turbulența indusa de aceștia, au constituit argumentul pentru adoptarea acestei program de calcul.

Rezultatele simulării sunt prezentate în imaginile următoare:

În figura mai sus este prezentat varianta cu două distribuitoare rotative pe cilindru, în cazul în care admisia se află pe o parte și evacuarea pe cealaltă parte.

În figurile de mai sus sunt prezentate niște rezultate cu soluția în diagonală. Deci evacuarea și admisia sunt așezate în diagonală, deci cum ar veni în X.

În cazul de mai sus am încercat o soluție cu admisie și evacuare în diagonală și cu un defazaj de 5 grade. Cum se vede procesul schimb de gaze a motorului este mult îmbunătățit.

Analiza multi-physics a acționării hidraulice a distribuitorului rotativ

Pentru identificarea procesului s-a realizat un model multi-domeniu folosind programul ImagineLab (Amesim).

Modelul este axat pe circuitul hidraulic fiind atașate componentele mecanice.

Analiza arată evoluția in timp a turatei distribuitorului acționat hidraulic în timpul accelerării rapide a motorului. S-au analizat două circuite, primul fără acumulator de compensare oscilații de presiune și al prevăzut cu un acumulator cu arc pentru compensarea oscilațiilor plasat în comun pentru toate distribuitoarele.

Se constată capacitatea sistemului de a reacționa rapid la schimbarea de turație necesară în funcție de presiune de acționare.

Limitarea creșterii de presiune influențează semnificativ viteza de creștere.

Concluziile legate de sistemul studiat sunt:

Acționarea hidraulică a distribuitorului rotativ permite realizarea unor faze de distribuție complet variabile față de mișcare arboretului cotit,

Prezența amortizorului de oscilații reducere condițiile de oscilațiile de rotație

Mișcarea distribuitorului la presiune de 100 bar este uniform, fără să apară oscilații de presiune

Cuplul rezistent este 5 Nm la turația de 1500 1/min a distribuitorului față de aproximativ 4 Nm la motoarele convenționale.

Fig. 4.4.1 Momentul realizat de pompa hidraulică (7)

Soluțiile tehnice adoptate au fost sintetizate în realizarea unui model CAD integrat cu modelul de bază.

O imagine isometrică a soluțiilor tehnice adoptate și integrate pe motor este dată în figura de mai jos:

Concluzii

Acest proiect se bazează pe procesul schimb de gaze cu distribuitoare rotative, care sunt acționate de o pompă hidraulică cu debit variabil. Această soluție permite reducerea pierderilor gazodinamici, îmbunatățirea umplerii acilindrului cu amestec proaspăt.

Motorul cu ardere internă este cu cilindrii opuși care favorizează reducerea înălțimii a centrului de greutate. În mod real asta îmbunătățeste comportarea autovehiculului. Acționarea hidraulică a distribuitorului rotativ permite realizarea unor faze de distribuție complet variabile față de mișcare arboretului cotit, deci avem distribuție variabilă. Prezența amortizorului de oscilații reducere condițiile de oscilațiile de rotație. Mișcarea distribuitorului la presiune de 100 bar este uniform, fără să apară oscilații de presiune

Cuplul rezistent este 5 Nm la turația de 1500 1/min a distribuitorului față de aproximativ 4 Nm la motoarele convenționale.

Soluțiile tehnice adoptate au fost sintetizate în realizarea unui model CAD integrat cu modelul de bază. După modelele de CAD au fost efectuate simulările.

Au fost analizate mai multe cazuri din punct de vedere de admisie, evacuare, modul de încărcare și golire a cilindrului. Aceste analize au fost verificate și simulate cu ajutorul programului XFlow.

În scopul de a da niște valori ințiale a fost realizat calculul termic, cinematic și dinamic, din care am obținut datele principale a motorului, cum ar fi cilindreea, alezajul, cursa pistonului.

Din punct de vedere a rezistențelor a fost efectuat calculul organologic pentru piesele principale. Din datele rezultate a fost construit motorul. La calcul organologic au fost predimensionate piesele principale a motorului, cum ar fi pistonul, biela, blocul motor, etc.

6 Bibliografie

http://tuningtalk.com/forum/viewtopic.php?t=68371

Advenced engine technology – Heinz Heisler – Editura SAE INTERNATIONAL, London, UK – 1995

(3) http://www.autosaga.ro/lectia-auto/distributia-variabila.html

(3) http://www.e-automobile.ro/categorie-motor/18-benzina/121-distributia-vtec.html

(4) http://www.e-automobile.ro/categorie-motor/20-general/83-motor-fiat-multiair-twinair.html

(5) Engineering Fundamentals of the Internal Combustion Engine – Willard W. Pulkrabek, Editura Prentice Hall Upper Saddle River, New Jersey – 1988

(6) http://home.people.net.au/~mrbdesign/PDF/AutoTechBRV.pdf

(7) Ventiltrieb – Mahle Gmbh – 2012

Advenced engine technology – Heinz Heisler – Editura SAE INTERNATIONAL, London, UK – 1995

Engineering Fundamentals of the Internal Combustion Engine – Willard W. Pulkrabek, Editura Prentice Hall Upper Saddle River, New Jersey – 1988

http://home.people.net.au/~mrbdesign/PDF/AutoTechBRV.pdf