Parametrii constructivi si functionali ai motorului unui autovehicul

Vizitati www.tocilar.ro ! Arhiva online cu diplome, cursuri si referate postate de utilizatori.

Rap

ortu

l de

com

prim

are Ale-

zaj

x

curs

a

Pmax

/

n

[CP

/

rpm]

Mmax

/

n

[Nm /

rpm]

Nr.

cil

L x l

x h

[mm

]

Am

pata

men

t [m

m]

Eca

rtam

ent [

mm

]

Icv I0 Pneu

Con

sum

I II III IV V MI

10.2 75

x

77.3

75

/

540

0

118

/

3300

4L 385

0

166

7

152

9

246

0

144

0

144

0

3.4

2

1.8

1

1.2

8

0.98 0.77 3.58 3.94 185 / 60

R15H

8.3

5.2

6.3

10.5 76.5

x

75.6

75

/

540

0

126

/

3800

4L 389

7

165

0

146

5

246

0

- 3.4

0

1.9

6

1.2

5

0.93 0.74 3.39 3.88 185 / 60

R14T

8.8

5.2

6.5

10.5 82.7

x

93

138

/

550

0

188

/

3750

4L 442

4

177

5

172

0

261

8

150

5

147

1

3.7

6

2.0

6

1.3

9

1.1 0.85 3.54 4.07 215 / 65

R16

11.8

8.2

9.5

9.9 89

x

80.3

140

/

600

0

192

/

4000

4L 456

7

176

0

148

2

268

0

152

0

CV automata 205 / 60

R16

11.9

7

8.8

11 76

x

76.5

80

/

570

124

/

3500

4L 391

7

168

248

6

147

7

144

3.5

8

2.0

4

1.3

2

0.95 0.76 3.62 4.27 175 / 65T

R14

8.8

5.4

7.2

Pagina 6 din 55


0 3

143

2

4

9.6 87.5

x

83

141

/

570

0

188

/

4150

4L 428

8

170

4

160

1

261

6

138

0

137

0

3.5 1.9

6

1.3

6

0.97 0.81 3.58 3.94 205 / 55

R16V

11.5

7

8.7

10.1 72.5

x

72.6

75

/

560

0

110

/

4000

4L 350

0

162

0

169

5

233

5

142

0

139

0

3.4

2

1.9 1.2

8

0.97 0.82 3.27 4.11 155 / 65

R14

7.8

5.1

6.1

10.6 77

x

88.5

115

/

600

0

149

/

4500

4L 362

6

168

8

140

8

246

7

145

8

146

6

3.4

1

1.9

4

1.3

3

1.05 0.84 3.58 3.94 195 / 55Z

R16

9

5.1

6.5

1.2 Organizarea generală şi parametrii principali

1.2.1 Alegerea soluţiei de amenajare generală si de organizare a transmisiei

Pagina 7 din 55


Funcţie de tipul şi destinaţia autovehiculului definite prin tema de proiectare,

ţinând seama de autovehiculele similare, considerate în studiul soluţiilor similare şi având în

vedere tendinţele de dezvoltare, se adoptă următoarea soluţie de organizare generală a

autovehiculului :

Organizarea transmisiei autoturismului

În cazul autoturismelor dispunerea echipamentului de tracţiune este realizată in trei

variante constructive, după cum urmează :

Soluţia clasică – motorul in faţă, iar puntea motoare in spate ;

Soluţia “totul în faţă” – motorul si puntea motoare in faţă ;

Soluţia “totul în spate” – motorul si puntea motoare in spate.

Soluţia clasică – impune divizarea echipamentului de tracţiune în mai multe grupuri

de agregate si permite o mai mare elasticitate în organizarea de ansamblu a autoturismului. În

principiu motorul, ambreiajul şi cutia de viteze sunt dispuse în partea din faţă a

autoturismului, iar transmisia principală la puntea din spate.

Soluţia clasică este aplicată in general la automobilele de dimensiuni si capacităţi

cilindrice mari.

Avantaje :

Încărcarea echilibrată a punţilor şi uzura uniformă a pneurilor ;

Pagina 8 din 55


Accesibilitate bună la motor şi transmisie ;

Radiatorul de răcire al motorului este amplasat în partea din faţă a autovehiculului

(buna răcire a motorului) ;

Dezavantaje :

Centrul de greutate este mai ridicat (stabilitate redusă) ;

Existenţa unor vibraţii pe transmisie, datorate existenţei transmisiei longitudinale,

care pot genera apariţia fenomenului de rezonanţa ;

Legătura dintre motor si transmisie fiind mai complicată, creşte costul

autovehiculului.

Soluţia “totul in faţă” – se întâlneşte la autoturismele de concepţie modernă, ea

permiţând cea mai bună utilizare a volumului total al caroseriei, asigurând totodată, fără

soluţii constructive speciale, o foarte bună maniabilitate şi stabilitate pe traiectorie datorită

comportamentului constructiv subvirator, care este autostabilizant pe traiectorie rectilinie.

Amplasarea motorului se poate face :

longitudinal – situaţie când se realizează o bună accesibilitate la motor ;

transversal – când se asigură construcţii compacte pentru autoturismele de lungime

mică, obţinându-se un spaţiu disponibil pentru pasageri cât mai mare ;

central – astfel se măreşte distanţa între punţi la lungimi totale reduse ;

longitudinal deasupra punţii din faţă – se realizează o repartiţie judicioasă a sarcinii

între roţi şi o bună accesibilitate la motor, dar se complică transmisia ;

lângă diferenţial – se reduce înălţimea capotei, când se măreşte distanţa dintre roţile

din faţă şi se complică transmisia.

Alte avantaje :

Legături simple şi scurte între organele de comandă şi grupul motor – transmisie ;

Permite realizarea unui portbagaj spaţios ;

Pericolul de incendiu este redus (rezervorul de combustibil este montat în general in

consola din spate) ;

Sistemul de răcire este simplificat ;

Efectul ciocnirilor frontale este mai redus asupra pasagerilor ;

Stabilitate ridicată în viraje.

Pagina 9 din 55


Dezavantaje :

Se micşorează greutatea aderentă ce revine punţii motoare la urcarea pantelor ;

Apar complicaţii constructive pentru puntea din faţă ( este punte motoare si

directoare) ;

Motorul şi transmisia sunt expuse la lovituri frontale ;

Pneurile din faţă se uzează mai rapid.

Soluţia “totul în spate” elimină o serie de elemente ale transmisiei, costurile fiind mai

scăzute decât la soluţia clasică. Se reduce şi zgomotul din interiorul caroseriei, iar la urcarea

pantelor greutatea aderentă creşte, roţile din spate fiind motoare.

Amplasarea motorului se poate face :

Longitudinal – asigură posibilităţi de utilizare raţionala a spaţiului din interior ;

Transversal – asigură confortul optim pentru pasageri ;

Longitudinal deplasat spre partea din faţă a punţii spate – permite o mai bună

repartizare a sarcinii între punţile automobilului (automobilele sport) ;

Transversal deplasat spre centrul automobilului – permite folosirea motoarelor lungi

cu număr mare de cilindrii.

Alte avantaje :

Permite o profilare aerodinamică mai uşoară la partea din faţă a automobilului ;

Creşte confortul – scaunele din spate pot fi deplasate mai înainte, mai aproape de

centrul de greutate, unde oscilaţiile sunt mai mici ;

Se evită distrugerea grupului motor – transmisie în cazul ciocnirilor frontale ;

Permite realizarea unor unghiuri de bracare mari pentru roţile directoare.

Dezavantaje :

Stabilitate redusă în viraj ;

Descărcarea punţii din faţă (scade eficienţa virării la viteze mari) ;

Răcirea motorului este complicată ;

Comenzile de conducere sunt lungi şi complicate ;

Instabilitate la vânt lateral (datorită centrului de greutate care este prea înapoi) ;

Spaţiu disponibil pentru bagaj sub capota din faţă este redus ;

Automobilul are caracter supravirator.

Pagina 10 din 55


Pentru autoturismul de proiectat, ţinând seama de soluţiile similare, de tendinţele de

dezvoltare, precum si de avantajele si dezavantajele soluţiilor de dispunere a grupului motor –

transmisie, se alege soluţia “totul în faţă” cu dispunerea longitudinală a motorului.

1.2.2 Dimensiuni geometrice

Principalele dimensiuni care caracterizează construcţia unui automobil, în sensul

STAS 6689/2-74, sunt următoarele : dimensiunile de gabarit, ampatamentul, ecartamentul,

consolele, lumina sau garda la sol, razele şi unghiurile de trecere.

Dimensiunile de gabarit :

lungimea (A) – reprezintă distanţa maximă, dintre două plane verticale perpendiculare

pe plane longitudinale de simetrie şi tangente la partea din faţă şi din spate a automobilului ;

lăţimea (D) – reprezintă distanţa maximă dintre doua plane verticale, paralele cu

planul longitudinal de simetrie şi tangente la automobil de o parte şi de alta a sa ;

înălţimea (Ha) – reprezintă distanţa dintre planul de baza şi un plan orizontal tangent

la partea superioară a automobilului gol ;

ampatamentul (L) – este distanta dintre axele geometrice ale punţilor automobilului ;

ecartamentul roţilor din faţă/spate (B1/B2) – reprezintă distanţa dintre planele mediane

ale roţilor care aparţin aceleiaşi punţi ;

consolele din faţă (l1) şi din spate (l2) reprezintă distanţa dintre planul vertical care

trece prin centrele roţilor din faţă şi punctul cel mai avansat al automobilului, respectiv

distanţa dintre planul vertical care trece prin centrele roţilor din spate şi punctul cel mai din

spate al automobilului.

Pagina 11 din 55


Ţinând cont de

soluţiile similare se adopta următoarele dimensiuni :

A = 4160 mm

L = 2412 mm

D = 1475 mm

Ha = 1383 mm

l1 = 993 mm

l2 = 755 mm

B1 = 1397 mm

B2 = 1302 mm

1.2.3 Greutatea automobilului

Greutatea automobilului reprezintă suma greutăţilor tuturor mecanismelor şi

agregatelor din construcţia acestuia, precum şi greutatea încărcăturii. Suma greutăţii

mecanismelor şi agregatelor automobilului reprezintă greutatea proprie şi se notează G0 , iar

Pagina 12 din 55


greutatea încărcăturii prescrise reprezintă greutatea utila şi se notează cu Gu. Greutatea totală

Ga se obţine prin însumarea celor doua greutăţi :

Ga = Go + Gu [daN]

Gu = mu * 10 [N]

mu = ( 68 + 7 )N + mbs [kg]

mbs – masa bagajului suplimentar. Daca nu se precizează prin tema se adoptă în

limitele 50 – 200 kg.

Se adopta mbs = 50 kg

N – numărul de locuri al autoturismului

mu = (68+7)5+50 = 425 kg

Gu = 425*10 = 4250 N = 425 daN

G0 = m0 * 10 [N]

Se adopta m0 = 800 kg

G0 = 800*10 = 8000 N = 800 daN

Ga = 800+425 = 1225 daN

1.2.4 Roţile automobilului

Determinarea centrului de masă

Poziţia centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale “a” si “b” şi

înălţimea “hg”.

Pagina 13 din 55


Se alege = 0,45 a = 0,45*L = 1085 mm

L = a+b ( b = L-a = 1327 mm

= 0,185 hg = L*0,185 = 446,2 mm

Masa ce revine fiecărei punţi este :

m1 = * ma = * 1225 = 674 kg

m2 = * ma = *1225 = 551 kg

Masa ce revine unui pneu :

pentru pneurile punţii faţă : mp1 = m1 / 2 = 337 kg

pentru pneurile punţii spate : mp2 = m2 / 2 = 276 kg

Alegerea pneurilor

Pneul reprezintă partea elastică a roţii şi este format din anvelopă şi camera de aer.

Cunoscând masele ce revin pneurilor punţilor faţă, respectiv spate, se alege pneul

165 SR 13 care satisface condiţia de viteza maxima.

Se alege janta cu simbolul 4 Jx13, cu :

lăţimea secţiunii maxime : 167 mm

Pagina 14 din 55


diametrul exterior : 596 mm 1%

raza statică : 271 mm 1%

circumferinţa de rulare :1800 mm 2%

mărimea camerei de aer : J 13”

Se aleg presiunile de utilizare :

pentru pneurile punţii faţă : 1,7 bari (170 kPa)

pentru pneurile punţii spate : 1,5 bari (150 kPa)

Raza de rulare a roţii este : rr = [mm]

Lr – circumferinţa de rulare

rr = 286,62 mm

1.3 Definirea condiţiilor de propulsare

1.3.1 Rezistenţa la rulare, a aerului, a rampei şi la demarare ( definirea lor, cauzele

fizice care le determină, posibilităţi de estimare analitică, alegerea mărimii coeficienţilor

specifici )

Rezistenţa la rulare (Rr) este o forţă care acţionează permanent la rularea roţilor pe

cale, de sens opus sensului deplasării automobilului.

Cauzele fizice ale acestei rezistenţe la înaintare sunt :

deformarea cu histerezis a pneului ;

frecările superficiale dintre pneu şi cale ;

frecările din lagărele roţii ;

deformarea căii ;

percuţia dintre elementele pneului şi microneregularităţile căii ;

efectul de ventuză produs de profilele cu contur închis pe banda de rulare ;

etc…

Alţi factori de influentă :

construcţia pneului ;

Pagina 15 din 55


viteza de deplasare ;

presiunea aerului din pneu ;

forţele şi momentele ce acţionează asupra roţii.

Rezistenţa la rulare este luată în considerare prin coeficientul de rezistenţă la rulare “ f

” , care reprezintă o forţă specifică la rulare definită prin relaţia :

f =

Rr – rezistenţa la rulare

Ga sin - componenta greutăţii automobilului, normala pe cale

Se alege f = 0,020

Rr = f Ga [daN]

Rr = 0,020*1221 = 24,5 daN

Rezistenţa aerului ( Ra ) reprezintă interacţiunea după direcţia deplasării dintre aerul

în repaus şi automobilul în mişcare rectilinie. Ea este o forţa cu acţiune permanentă, de sens

opus sensului de deplasare al automobilului.

Cauzele fizice ale rezistenţei aerului sunt :

repartiţia inegală a presiunilor pe partea din faţă şi din spate a caroseriei ;

frecarea dintre aer şi suprafeţele pe lângă care are loc curgerea acestuia ;

energia consumată pentru turbionarea aerului şi rezistenţa curenţilor externi folosiţi

pentru răcirea diferitelor organe şi pentru ventilarea caroseriei.

Pentru calculul rezistentei aerului se recomanda utilizarea relaţiei :

Ra = Cx A V2 [N]

- densitatea aerului ( pentru condiţii atmosferice standard =1,225 kg/m3 )

Cx – coeficientul de rezistenţă a aerului

A – aria secţiunii transversale maxime [m2]

A = B1 Ha = 1,397*1,383 1,9 m2

V – viteza de deplasare a automobilului [m/s]

Pagina 16 din 55


V = 175 km/h = 48,6 m/s

Se notează produsul constant : Cx = k [kg/m3]

În condiţii atmosferice standard k = 0,6125 Cx [kg/m3]

Se adoptă Cx = 0,3

Ra = k A V2 [N]

Ra = 0,6125*0,3*1,9*48,2 = 824,6 N 82,5 daN

Rezistenţa la demarare ( Rd ) este o forţa de rezistenţă ce se manifestă în regim de

mişcare accelerată a automobilului.

Ca urmare a legăturilor cinematice determinate în lanţul cinematic al transmisiei

dintre motor şi roţile motoare, sporirea vitezei de translaţie a automobilului se obţine prin

sporirea vitezelor unghiulare de rotaţie ale elementelor transmisiei şi roţilor. Masa

automobilului în mişcare de translaţie capătă o acceleraţie liniară, iar piesele în rotaţie

acceleraţii unghiulare.

Rd = Rdt + Rdr [N]

Rdt – forţa de inerţie datorată masei totale a automobilului aflat în mişcare accelerată

de translaţie

Rdr – forţa de rezistenţă produsă de inerţia tuturor pieselor în mişcare de rotaţie

Rdt = ma = ma * a

ma – masa totală a automobilului plus încărcătura

mred v2 = JI i2 ti + Jr r

v = (r rr = (I/iti * rr

iti – raportul de transmitere între piesa oarecare şi roţile motoare

mred = ( Ji iti2/rr2 (ti + ( Jr/rr2

Rezistenţa la demaraj datorită maselor în mişcare de rotaţie va fi deci :

Rdr = mred

Rd = ma + ( Ji iti2/rr

2 ti + Jr/rr2 )

Pagina 17 din 55


Rd = ma ( 1++ )

,unde :

( = ( JIiti2/marr2 (ti , ( = ( Jr/marr2

Raportul “(” reprezintă influenţa pieselor în mişcare de rotaţie a transmisiei, inclusiv

momentul de inerţie masic redus al motorului la arborele cotit asupra rezistenţei la demaraj.

Raportul “(” reprezintă aceeaşi influenţă, dar exercitată de roţile automobilului.

Se defineşte coeficientul de influenţă a maselor în mişcare de rotaţie prin expresia:

= 1 + +

Rezistenţa la pantă (Rp)

La deplasarea automobilului pe căi cu înclinare longitudinală, greutatea dă o

componentă Rp după direcţia deplasării, dată de relaţia :

Rp = Ga sin(

Aceasta forţă este forţa de rezistenţă la urcarea rampelor şi forţă activă la coborârea

pantelor.

Unghiul de înclinare longitudinală a căii : maxim 22°.

Deoarece rezistenţa la rulare cât şi rezistenţa la pantă sunt determinate de starea şi

caracterul căii de rulare, se foloseşte gruparea celor doua forţe într-o forţa de rezistenţă totală

a căii (R) dată de relaţia :

R( = Rr + Rp = Ga (f cos( + sin() = Ga ( [N]

,unde :

( = f cos( + sin( este coeficientul rezistenţei totale a căii

Pentru valori adoptate ca valori maxime se obtine :

(max = f cos(max + sin(max

,şi :

Rmax = Ga max

max = 0,02 * cos 22° + sin 22° = 0,007

Rmax = 1225 * 0,007 = 8,575 daN

1.3.2 Forme particulare ale ecuaţiei generale de mişcare

Pagina 18 din 55


Pentru stabilirea ecuaţiei generale a mişcării, se consideră automobilul în deplasare

rectilinie, pe o cale cu înclinare longitudinală , în regim tranzitoriu de viteză, cu acceleraţie

pozitivă (demaraj). Luând în considerare acţiunea simultană a forţelor de rezistenţă şi a forţei

motoare, din echilibrul dinamic după direcţia mişcării, se obţine ecuaţia diferenţială :

= ( IR – Ga f cos - Ga sin - Cx A V2 )

sau = ( FR – Ga - Cx A V2 )

numită ecuaţia generală a mişcării rectilinii a automobilului

Forţa la roată disponibilă : FR = M itr (tr / rr sau FR = P (tr / V

itr – raportul de transmitere al transmisiei

tr – randamentul transmisiei

rr – raza de rulare a roţilor

V – viteza de deplasare

Forme particulare

deplasarea cu viteză maximă

FRvmax = Ga f + Cx A V2max

FRvmax = 1225*0,02 + 0,6125*0,3*1,9*48,62

FRvmax = 107 daN

deplasarea pe calea cu înclinare longitudinală maximă sau pe calea cu rezistenţă

specifică maximă

FRvmax = Ga max + Cx A V2I min

Deoarece viteza de deplasare este mică se neglijează rezistenţa aerului.

FRvmax = Ga max = 1225 * 0,007 = 8,575 daN

pornirea din loc cu acceleraţie maximă

Pagina 19 din 55


FRa1max = Ga f + ma 1 1max

1 = 1,4 kg

1max = a1max = 2,9 m/s2

FRa1max = 1225*0,02 + 1225*1,4*2,9

FRa1max = 521,85 daN

1.4 Calculul de tracţiune

1.4.1 Alegerea mărimii randamentului transmisiei

Pentru propulsarea automobilului puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă

roţilor motoare ale acestuia.

Transmiterea fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate fenomenelor de

frecare din organele transmisiei. Calitativ pierderile de putere din transmisie se apreciază prin

randamentul transmisiei (tr.

Se adoptă :

randamentul cutiei de viteze : CV = 0,98

randamentul transmisiei principale : TP = 0,94

tr = CV TP = 0,98 * 0,94 = 0,92

1.4.2 Determinarea puterii maxime a motorului

PVmax = PR + Pa

Pagina 20 din 55


PVmax =

PVmax =

PVmax = 56 kW

Pe max = [kW]

Se adoptă ce = 0,579

= = 0,8125

= = 1,375

= - = - 1,1875

Se verifică : ( + ( + ( = 1 ( 0,8125 + 1,375 – 1,1875 = 1

= = 1,105

Pe max = 57 kW

2.Parametrii constructivi şi funcţionali ai motorului

2.1 Determinarea dimensiunilor fundamentale (alezaj, cursă şi lungimea bielei)

= 0,9

Pagina 21 din 55


D = 10 [mm]

VS i = [cm3]

Se adoptă pe = 0,6 Mpa

VS = = 500 cm3

D = 10 = 89 mm

= S = * D = 0,9*89 S = 80 mm

lb = S + + Hbo + 3

Se adoptă şi se calculează dimensiunile :

- diametrul fusului maneton : dfm = 0,55 * D = 49 mm

- înălţimea pistonului : HP = 0,85 * D = 75,65 mm

- înălţimea de compresie : HC = 0,6 * HP = 45,39 mm

- înălţimea de dispunere a bolţului : Hbo = HP – HC = 30,26 mm

- înălţimea regiunii port-segment : HRPS = 14 mm

- grosimea capului : h = 6 mm

- înălţimea mantalei : Hm = HP – h – HRPS = 55,65 mm

- diametrul umerilor : du = 1,4 * deb = 33 mm

lb = 80 + + 30 + 3 = 137 mm

2.2 Adoptarea (calcularea) celorlalte dimensiuni ale motorului

=

r = = 40 mm

Pagina 22 din 55


=

Lungimea cămăşii de cilindru : Lcil = S + HP – b

Se adoptă b = 12 mm

Lcil = 80 + 75 – 12 = 167 mm

b) Dimensiunile principale ale arborelui cotit

diametrul fusului maneton : dfm = 49 mm

lungimea fusului maneton : lfm = 20 mm

diametrul fusului palier : dfp = 1,05 * dfm = 51 mm

lungimea fusului palier : lfp = d + k* + 1- lfm – 2*hbr

Se adoptă k = 2 ; ( = 3 ; hbr = 18 mm

lfp = 89 + 2*3 + 1 – 20 – 2*18 = 40 mm

c) Dimensiunile bolţului

diametrul exterior al bolţului : deb = 0,26 * D = 24 mm

diametrul interior al bolţului : dib = 0,65 * deb = 15 mm

lungimea bolţului : lbo = 0,8 * D = 71 mm

lungimea bolţului în bielă : lbb = 0,3 * D = 26 mm

d) Dimensiunile principale ale supapelor

diametrul mare al talerului SA : dSA = 0,5 * D = 45 mm

diametrul mare al talerului SE : dSE = D – dSA – 6 = 38 mm

dSA dSE , iar = 0,42

diametrul mic al talerului SA : dSA* = d0a = 0,865 * dSA = 39 mm

diametrul mic al talerului SE : dSE* = d0e = 0,865 * dSE = 33 mm

= 0,43

unghiul suprafeţei de etanşare : = 45°

lăţimea sediului SA : bSA = = 4,3 mm

Pagina 23 din 55


lăţimea sediului SE : bSE = = 3,5 mm

e) Dimensiunile flanşei volantului

diametrul şuruburilor de volant : dSV = 10 mm

diametrul de dispunere a şuruburilor de volant : d1 = dfp + dsv + 2 = 63 mm

diametrul flanşei volantului : dfl = d1 + dsv +9 = 82 mm

grosimea flanşei volantului : gfl = 15 mm

f) Cilindreea unitară

Vs = 500 cm3

g) Volumul camerei de ardere

Vk = = 56 cm3

h) Volumul cilindrului

Va = Vs + Vk = 556 cm3

Cilindreea totală

Vt = i * Vs = 1991 ( 2000 cm3

Viteza medie a pistonului

= = 15,2 m/s

Viteza unghiulară a arborelui cotit

( = 6 * n = 34200 grd/s

Numărul de cicluri

Nc(s) = = 47 cicluri/s

Pagina 24 din 55


Nc(min) = = 2850 cicluri/min

Nc(h) = = 171000 cicluri/h

Timpul pe ciclu

tc(s) = = 0,02 s/ciclu

tc(min) = = 3,5 * 10-4 min/ciclu

tc(h) = = 5,8 * 10-6 ore/ciclu

3. Indici indicaţi, efectivi şi funcţionali ai motorului

3.1 Trasarea diagramei indicate şi calculul indicilor indicaţi

Lucrul mecanic indicat este lucrul mecanic schimbat de gaze cu pistonul pe parcursul

unui ciclu motor.

Li = ( S1 – S2 ) kv kp [J]

Li = 419 J/ciclu*cilindru

Presiunea medie indicată (lucrul mecanic specific) reprezintă raportul dintre lucrul

mecanic indicat dezvoltat de motor pe un ciclu şi cilindreea unitară.

pi = [ ]

pi = 0,84 Mpa

Puterea indicată

[kW]

Pagina 25 din 55


Pi = 80 kW

Momentul motor indicat

[ ]

Mi = 133

Consumul specific indicat reprezintă consumul de combustibil al motorului exprimat

în [g], pentru producerea unei unităţi de energie [1 kW h].

[g/kW h]

ci = 254 g/kW h

Randamentul indicat

i = 0,53

3.2 Calculul indicilor efectivi

Lucrul mecanic efectiv

Le = (m Li [ J ]

Se adoptă (m = 0,74 – randamentul mecanic al motorului

Le = 310 J/ciclu*cilindru

Presiunea medie indicată

pe = (m pi [ MPa ]

Pagina 26 din 55


pe = 0,622 Mpa

Puterea efectivă

Pe = [ kW ]

Pe = 59 kW

Consumul specific efectiv

ce = [ g/kW h ]

ce = 347 g/kW h

Momentul motor efectiv

Me = [ N m ]

Me = 98,6 N m

Randamentul efectiv

e = m i

e = 0,238

3.3 Calculul indicilor constructivi şi de perfecţiune ai motorului

Puterea litrică reprezintă raportul dintre puterea efectivă a motorului şi cilindreea lui

totală.

Pl = [ kW/l]

Pl = 29,6 kW/l

Pagina 27 din 55


Puterea raportată la aria pistonului

PA = [ kW/dm2 ]

Momentul litric

ML = [ N m/dm3 ]

ML = 49,7 N m/dm3

4.Caracteristica exterioară a motorului

4.1 Alegerea (determinarea) parametrilor de calcul

Coeficientul de elasticitate : ce =

Coeficientul de adaptabilitate : ca =

= = 0,8125

= = 1,375

= - = - 1,1875

4.2 Calculul prin puncte al curbelor caracteristice

Calculul puterii motorului se face cu relaţia :

Pmotor = [ kW ]

Pagina 28 din 55


Calcului momentului motorului se face cu relaţia :

Mmotor = [ N m ]

Calculul consumului efectiv se face cu relatia :

ce = cep [ g/kW*h ]

, unde cep este consumul specific de combustibil la turaţia puterii maxime.

Calculul consumului orar de combustibil se face cu relaţia :

Ch = [ kg/h ]

5. Cinematica mecanismului motor

5.1 Cinematica pistonului

Pistonul are o mişcare de translaţie alternativă între cele două puncte moarte.

Deplasarea pistonului

Se stabileşte legea de variaţie a spaţiului parcurs de piston faţă de poziţia proprie, faţă

de PMS în funcţie de (.

Studiul se face la nivelul bolţului.

Pagina 29 din 55


Proiectând conturul BoBxMO pe axa cilindrului se obţine :

BoBx + BxM’ + M’O = r + l

xp + l cos + r cos = r + l

xp = r (1 – cos ) + l (1 – cos )

cos =

cos = sin2

sin2 =

Rezultă : xp = r [1 – cos +

Expresia deplasării pistonului poate fi considerată ca o sumă de doua funcţii

armonice.

xp I = r (1 - cos () - armonica de ordin I

xp II = - armonica de odrin II

xp = xp I + xp II

Pagina 30 din 55


Viteza pistonului

Prin definiţie ea reprezintă variaţia în timp a spaţiului liniar parcurs de piston.

Aşadar, se poate scrie :

Spaţiul parcurs de piston nu este exprimat în funcţie de timp ci este exprimat

în RAC; se înmulţeşte şi se împarte cu d

Se consideră relaţia de mai sus ca fiind o sumă a doua funcţii armonice.

- armonica de ordinul I

- armonica de ordinul II

Wp = WP I + WP II

Acceleraţia pistonului

Prin definiţie ea reprezintă variaţia în timp a vitezei pistonului. Cum însă expresia

vitezei este scrisă în funcţie de unghiul (, se face acelaşi artificiu ca în cazul anterior.

ap I = r 2 cos - armonica de ordinul I

aP II = r 2 cos 2 - armonica de ordinul II

aP = aP I + aP II

5.2 Cinematica bielei

Pagina 31 din 55


Biela are o mişcare plan paralelă. Fiecare punct al ei se poate considera că

execută o mişcare de translaţie identică cu a punctului P şi o rotaţie în jurul punctului P cu o

viteză unghiulară şi o acceleraţie unghiulară .

Spaţiul unghiular al bielei

Din MM’P si MM’O MM’ = l sin = r sin

sin =

sin =

= arcsin ( sin )

Viteza unghiulară a bielei

Ea reprezintă variaţia spaţiului unghiular în timp. Cum spaţiul unghiular este dat în

funcţie de unghiul ( şi nu de timpul t, se recurge la acelaşi artificiu de înmulţire şi împărţire

cu d(.

Pagina 32 din 55


Acceleraţia unghiulară a bielei

Reprezintă variaţia vitezei unghiulare în timp.

6. Dinamica mecanismului motor

6.1 Generalităţi. Clasificări ale forţelor din mecanismul motor

Dinamica mecanismului motor se ocupă cu studiul forţelor şi momentelor ce

acţionează în mecanismul motor. În ceea ce priveşte forţele, acestea pot fi clasificate pe

următoarele categorii :

Forţe de presiune a gazelor ( FP ) ;

Forţe de inerţie ( Fj şi Fr ) ;

Forţe de frecare

Forţe de greutate

Deoarece ultimele doua categorii de forţe au valori foarte mici în comparaţie cu

celelalte, în studiul dinamicii mecanismului motor, pentru motoarele de automobile acestea se

neglijează.

Forţele menţionate generează şi momente care produc mişcări ale motorului în jurul

celor trei axe : OX , OY şi OZ.

6.2 Forţa de presiune a gazelor

Presiunea gazelor cu aria pistonului dau forţa de presiune care este dirijată

întotdeauna după axa cilindrului. Având în vedere că pe partea interioară a capului pistonului

Pagina 33 din 55


acţionează o presiune egală cu presiunea gazelor din carter ( Pcart ) , rezultă că expresia forţei

de presiune a gazelor se poate scrie astfel :

Cum Pcart P0 [ N ]

6.3 Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de translaţie

Forţa de inerţie este definita de relaţia : Fj = - mj aP [ N ]

mj = mp + mbo + mseg + m1 [ kg ]

[ m/s2 ]

Fj = - mj [ N ]

Se poate considera ca forţa Fj reprezintă suma a doua armonice :

Fj = Fj I + Fj II

Fj I = - mj r 2 cos

Fj II = - mj r 2 cos 2

masa pistonului : mp = (p D3 [ kg ]

Pagina 34 din 55


p = 0,5 kg/dm3

mp = 0,55 * 0,89 =0,352 kg

- masa bolţului : mbo = (deb2 – dib

2) lbo OL

OL = 7200 g/dm3

mbo = (0,242 – 0,152)*0,71*7200 = 134 g

mbo = 0,134 kg

masa segmenţilor : se adopta mseg = 60 g

mseg = 0,060 kg

- masa bielei : mb = a + b lb + c lb2 + d lb3 + e lb4 [ g ]

a = 0,3213

b = - 47,71

c = 0,7552

d = - 0,00343

e = 5,514*10-6

mb = 0,3213+(-47,71)*137+0,7552*1372+(-0,00343)*1373+5,514*10-6*1374 =761g

mb = 0,761 kg

6.4 Forţele rezultante din mecanismul motor

Deoarece forţa de presiune a gazelor Fp şi forţa de inerţie a maselor în mişcare de

translaţie Fj acţionează după direcţia axei cilindrului, se pot aduna algebric şi dau rezultanta F

= Fp + Fj .

Pentru a pune în evidenţă şi alte forţe provenite din F ,care acţionează în mecanismul

motor se procedează la descompuneri şi translatări succesive.

Pagina 35 din 55


- se amplasează forţa F cu punctul de aplicaţie în centrul bolţului şi se descompune

după doua direcţii : perpendiculară pe axa cilindrului şi de-a lungul bielei.

Se obţin :

tg = N = F tg

cos =

- se translatează B ca vector alunecător până ajunge cu punctul de aplicaţie în centrul

fusului maneton (B’).

- se descompune B’ după direcţia manivelei şi perpendiculară pe aceasta.

Se obţin :

cos ( +) = , B’ = B = Z =

sin (+) = T =

6.5 Studiul dinamic al fusului maneton

Pagina 36 din 55


6.5.1 Forţele care acţionează asupra fusului maneton

Dacă asupra unui fus maneton lucrează o singură bielă – cazul motoarelor cu cilindrii

aşezaţi într-o singură linie – atunci fusul maneton este solicitat de forţa B şi de forţa

centrifugă, determinată de masa bielei aferenta manetonului.

Frb = - mbm r 2 = Frm.

Întrucât cele doua forţe acţionează pe direcţii diferite, ele se însumează vectorial

pentru a determina solicitarea fusului.

După cum s-a stabilit asupra fusului maneton acţionează forţele Z, T şi Frb .

6.5.2 Diagrama polară şi de uzură a fusului maneton

tg =

Pagina 37 din 55


Determinând aceste rezultante Rfm pentru diferite unghiuri de rotaţie ale arborelui

cotit şi urmând apoi extremităţile lor se obţine astfel diagrama polară.

Forţele Rfm care acţionează asupra fusului maneton vor genera şi o uzură a acestuia.

Se consideră că uzura este proporţională cu mărimea forţei, iar pentru obţinerea diagramei de

uzură se porneşte de la diagrama polară. Astfel se translatează forţele Rfm din diagrama

polară până la periferia unui cerc care reprezintă fusul maneton, astfel încât aceste forţe să

treacă prin centru cercului şi să “înţepe” fusul. Se consideră că fiecare forţă Rfm provoacă o

uzură a fusului pe un sector de cerc cu unghiul la centru de 120(, adică 60( într-o parte faţă de

direcţia forţei şi 60( în cealaltă.

6.6 Momentul motor total

6.6.1 Alegerea configuraţiei arborelui cotit

Motoarele cu i cilindrii în linie, în patru timpi au i coturi (manivele). Dispunerea

acestora se face atât în lungul axei de rotaţie cât şi în jurul acesteia. Fiecare cot al arborelui

defineşte câte un plan. Aceste plane se intersectează în axa de rotaţie a arborelui cotit.

Proiecţia planelor coturilor pe un plan perpendicular pe axa de rotaţie reprezintă steaua

manivelelor. Ea este formată dintr-o serie de linii concentrice formând o figură indeformabilă

şi rotitoare cu viteza unghiulară (.

Decalajul dintre două coturi, care ajung succesiv la aprindere trebuie să fie egal cu

decalajul între două aprinderi.

Pentru a asigura o funcţionare uniformă a motorului este de dorit ca aprinderile să fie

uniform repartizate pe durata unui ciclu, condiţie care arată că decalajul între două aprinderi

succesive este bine să fie constant :

apr =

Pagina 38 din 55


Daca aprinderile sunt uniform repartizate, atunci şi manivelele sunt simetric

distribuite în jurul axei de rotaţie, în plus aprinderile au loc în cilindrii pe prima rotaţie a

arborelui, iar în ceilalţi în a doua rotaţie.

TEOREMA

La motoarele cu număr par de cilindrii în linie manivelele sunt două câte două în fază.

Există însă mai multe posibilităţi de aşezare a manivelelor, care să respecte această teoremă.

Dintre variantele de mai sus se reţine varianta c) din motive de echilibrare a

motorului. Aceasta variantă se numeşte arbore cotit simetric în oglindă sau cu plan central de

simetrie. Se numeşte arbore cotit cu plan central de simetrie (PCS) acel arbore la care

coturile aflate în fază sunt dispuse la distanţe egale faţă de mijlocul arborelui.

6.6.2 Determinare tuturor ordinilor de aprindere posibile şi alegerea uneia din acestea

La stabilirea ordinii de aprindere, atunci când exista manivelele în fază, se constată că

în PMS ajung simultan câte două pistoane. Nu poate avea loc aprindere în cei doi cilindrii

simultan şi atunci se consideră că aprinderea va avea loc fie în unul dintre aceştia, fie în

celalalt. Unul dintre pistoane este la sfârşit de comprimare, iar celalalt la sfârşit de evacuare.

Pagina 39 din 55


Se alege ordinea de aprindere 1 - 3 - 4 - 2

6.6.3 Stabilirea ordinii de lucru a cilindrilor

Cunoscând configuraţia arborelui cotit şi fiind aleasă şi ordinea de aprindere dintre

variantele posibile, se poate construi ordinea de lucru a cilindrilor, modul cum se succed cei

patru timpi în cei i cilindrii.

Nr coloane =

Cilindru Ordinea de lucru a cilindrilor pentru ordinea de aprindere :

1 - 3 - 4 - 2

1 A C D E

2 C D E A

Pagina 40 din 55


3 E A C D

4 D E A C

6.6.4 Calculul momentului motor total şi al puterii indicate

Pentru determinarea momentului motor al unui policilindru se porneşte de la

observaţiile :

Din punct de vedere constructiv cilindrii unui motor sunt identici.

Toţi cilindrii motorului acţionează asupra aceluiaşi arbore cotit.

Pe durata unui ciclu motor au loc aprinderi în toţi cilindrii, fiecare manivela trece

odată prin poziţia corespunzătoare aprinderii. A doua trecere prin aceeaşi poziţie corespunde

sfârşitului de evacuare.

Pentru o funcţionare uniformă a motorului aprinderile trebuie să fie uniform

distribuite pe ciclu.

Dacă aprinderile sunt uniform distribuite atunci şi momentul motor este uniform

distribuit.

Perioada momentului motor la policilindru este : M = =

M = =

L =

Momentul motor mediu al unui policilindru este de i ori momentul mediu al unui

monocilindru.

Gradul de neuniformitate al momentului motor :

Pagina 41 din 55


7. Construcţia şi calculul bolţului

7.1 Rol, condiţii funcţionale, construcţie

Bolţul sau axul pistonului este organul care stabileşte legătura dintre piston şi bielă

(organul de articulaţie) şi transmite forţa de presiune de la piston la bielă. Bolţul este de

forma unui cilindru cav.

Pentru ca biela să poată oscila fata de axa cilindrului, bolţul se montează cu joc, fie în

piston, fie în bielă sau simultan în ambele organe. Când bolţul e fix în bielă el execută o

mişcare alternativă de rotaţie. Când bolţul se prevede cu joc atât în piston cât şi în biela (bolţ

flotant), el este antrenat în mişcarea alternativă de rotaţie, de către forţe de frecare variabile,

iar după un număr de cicluri motoare, execută o rotaţie completă.

Bolţul dezvoltă forţe de inerţie, care încarcă agregatul mecanismului motor. De aici

rezultă o cerinţa principala : masa bolţului să fie cât mai redusă. Bolţul lucrează în condiţii

grele de solicitare mecanică, fiind încărcat de forţa de presiune a gazelor, şi de forţa de

inerţie, dezvoltată de piston. Într-o secţiune transversală, apar solicitări de încovoiere, care

produc deformarea bolţului după axa lui longitudinala. Solicitări de încovoiere apar şi în

secţiunea longitudinală ; ele deformează bolţul în planul

transversal – deformarea de ovalizare. Primele solicitări produc ruperea bolţului în

plan transversal ; solicitarea de ovalizare produce ruperea bolţului în plan longitudinal. În

perioada arderii violente, forţele de presiune înregistrează creşteri rapide, care produc

solicitarea prin soc. Caracterul variabil al sarcinii produce fenomenul de oboseală a bolţului.

Rezultă că, bolţul trebuie să posede o rezistentă înaltă la solicitările de încovoiere variabile şi

la solicitările cu şoc.

Forma bolţului este impusă de considerente de masă, rigiditate şi fabricaţie. Forma

tubulară asigură o masa redusa. Bolţul cu secţiune constantă este o soluţie tehnologică

simplă. La motoarele cu turaţie ridicată, din cauza forţei de inerţie, se reduce la minimum

grosimea pereţilor şi se obţine un bolţ cu pereţi subţiri, la care ruperile longitudinale de

ovalizare sunt cele mai frecvente. Pentru a mări rigiditatea bolţului, acesta se confecţionează

sub forma unui solid de egală rezistenţă, dar soluţia creează dificultăţi tehnologice. Întrucât

deformaţia maximă de încărcare apare în secţiunea centrala, iar cea de ovalizare într-o zonă

Pagina 42 din 55


centrală, reprezintă circa 20 % din lungimea bolţului, o rigiditate suplimentară se obţine prin

prelucrarea cilindrică, în trepte a suprafeţei interioare, ceea ce este avantajos şi pentru

forfecare.

7.2 Alegerea tipului de asamblare bolţ – bielă – piston

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

bolţ fix în piston şi liber în piciorul bielei ;

bolţ fix în piciorul bielei şi liber în piston ;

bolţ flotant.

Montajul prin prima metoda, deşi elimină ungerea bolţului în locaşurile din piston,

fiind realizat prin şuruburile care străpung bolţul, locaşul produce o concentrare mare de

tensiuni la marginile găurii, măreşte masa îmbinării şi rebuturile ; de aceea soluţia nu se

utilizează pe motoarele de automobile.

Soluţia a doua se realizează fie prin secţionarea parţiala a piciorului bielei şi apoi prin

strângerea îmbinării cu un şurub, fie prin montaj cu strângere (se încălzeşte piciorul bielei la

240…280C). Soluţia s-a răspândit datorită avantajelor pe care le are.

La acelaşi joc în piciorul bielei, dezaxarea bielei se reduce la jumătate faţă de

montajul bolţului flotant, care acumulează dezaxările bolţului în toate locaşurile lui. În fine,

se reduce intensitatea zgomotului în funcţionare.

Montajul flotant al bolţului reprezintă de asemenea o soluţie răspândită. Avantajul

principal al soluţiei îl constituie reducerea uzurii bolţului în locaşurile din piston şi

repartizarea ei uniformă pe periferia bolţului, deoarece micşorează vitezele relative dintre

suprafeţe şi determină o rotire completă a bolţului după un număr de cicluri, care mediază

uzura pe periferie.

Se alege soluţia a treia, asamblare cu bolţ flotant.

7.3 Alegerea materialului şi a dimensiunilor caracteristice

Bolţul se confecţionează din bare laminate. Materialul pentru bolţ trebuie să fie tenace

pentru a rezista la solicitarea prin şoc. Un material tenace are însă o deformare mare – ceea ce

Pagina 43 din 55


nu corespunde cerinţei de rigiditate – şi o rezistenţă mică la rupere – ceea ce nu corespunde

solicitărilor de încovoiere şi oboseală.

Se obţin soluţii de compromis dacă se asigură o duritate ridicată (55…65 HRC)

stratului superficial, pentru ca materialul să reziste la uzură şi oboseală, şi o tenacitate ridicată

miezului (35…44 HRC). Materialele care satisfac cel mai bine aceste condiţii sunt oţelurile

carbon de calitate (STAS 880-66) şi oţelurile aliate (STAS 791-66) (elemente de aliere Cr,

Ni, Mn, Mo), cu conţinut redus de carbon (0,12…0,35 %). Prin tratament termochimic de

cementare se aduce duritatea suprafeţei la nivelul dorit. Tratamentul de cementare este o

operaţie scumpă şi se înlocuieşte cu călirea superficială prin C.I.F., pe o adâncime de 1,0…

1,5 mm.

Pentru bolţurile cu solicitare intermediară se utilizează oţel (mărcile : OLC 15, OLC

20, OLC 45, OLC 60, 15CO8/15Cr3), care prin cementare (adâncimea stratului de 0,5..1,5

mm) atinge duritatea de 58…62 HRC. Când se utilizează oţelurile aliate (mărcile :

18MC10/16MnCr13, 15CN15/15CrNi6, 21MoMC12), după cementare, duritatea stratului

superficial ajunge la 58…64 HRC cu rezistenţa la rupere de 100…120 daN/cm2. Experienţa

arată că prin cementarea bolţului pe ambele suprafeţe, rezistenţa la oboseală creşte cu 15…20

%, iar prin nitrurarea pe ambele suprafeţe cu 35…45 %.

Soluţiile sunt posibile numai când grosimea miezului tenace nu scade sub valoarea

admisibila, care se stabileşte astfel încât secţiunea transversală a miezului să fie 70…75 %

din secţiunea totala.

Se alege materialul OLC 45 pentru realizarea bolţului.

Dimensiuni caracteristice :

diametrul exterior : deb = 24 mm

diametrul interior : dib = 15 mm

lungimea bolţului : lbo = 71 mm

lungimea bolţului în bielă : lbb = 26 mm

7.4 Calculul de rezistentă al bolţului

FApmax = 21458 N

F*Apmax = 0,7 * FApmax = 15020,6 N

lb = 26 mm

Pagina 44 din 55


2lp = 1,3lb lp = 15 mm

l = 71 mm

de = 24 mm

di = 15 mm

Verificarea la uzură

Presiunea la piciorul bielei : pb = daN/cm2

Valoare admisibilă pb = (250…500) daN/cm2

Presiunea în locaşurile din piston : pp = daN/cm2

Valoare admisibilă pp = (150…400) daN/cm2

Pagina 45 din 55


Verificarea la încovoiere

b = l – 2 lp = 71 – 2*15 = 41 mm

i max = 1740 daN/cm2

i min = 2,44 daN/cm2

c1 =

Se adoptă :

r = 60 daN/mm2

-1 = 0,4 r = 24 daN/mm2

k = 1

= 0,8

= 1,1

Amplitudinea eforturilor unitare :

iv = daN/cm2

Coeficientul de siguranţa :

Pagina 46 din 55


c1 = = 2,4

Verificarea la forfecare

= 753 daN/cm2

Valoare admisibilă pentru OLC : (a = 600…1000 daN/cm2

Calculul la ovalizare

Deformaţia de ovalizare se determina cu relaţia :

Se adoptă : k = 1,2

max = 0,012 mm

max < ’

(’ = 0,005 deb = 0,005 * 24 = 0,12 mm

max < max < 0,06 mm

0,012 < 0,06

Pagina 47 din 55


Jocul de montaj în locaşul bolţului din piston

Se adoptă :

(Al = 20 * 10-6

OL = 12 * 10 –6

tp = 175 C

tb = 150 C

t0 = 20 C

= - 0,082 mm

- 2 < ( = - 0,082 mm) < +3

8. Construcţia şi calculul arborelui cotit

8.1 Rol, componenţă, condiţii de funcţionare

Arborele cotit transformă mişcarea de translaţie a pistonului într-o mişcare de rotaţie

şi transmite spre utilizare momentul motor dezvoltat de forţa de presiune a gazelor. La

motoarele policilindrice arborele cotit însumează lucrul mecanic produs de fiecare cilindru şi-

l transmite utilizatorului. Arborele cotit antrenează în mişcare unele sisteme auxiliare ale

motorului.

Pagina 48 din 55


Arborele cotit este alcătuit dintr-un număr de coturi, egal cu numărul cilindrilor la motoarele

cu cilindrii în linie, precum şi din două sau mai multe fusuri de reazem 1 numite fusuri

paliere. Fiecare cot este alcătuit din doua braţe 2 şi un fus 3, numit fus maneton, sau mai

simplu, maneton, care se articulează cu capătul bielei. În unele cazuri la extremităţile braţelor

se prevăd masele 4, pentru echilibrare. Partea arborelui cotit prin care se transmite mişcarea

la utilizare se numeşte partea posterioară; în opoziţie cu ea, cealaltă extremitate se numeşte

parte frontală. La partea posterioară se prelucrează o flanşă 5, de care se prinde volantul 10 cu

coroana dinţata 11; la partea frontala se fixează, prin pană, o roată dinţata 6, care acţionează

mecanismul de distribuţie şi alte organe auxiliare, o fulie 7 pentru antrenarea ventilatorului şi

a generatorului de curent, fixată pe amortizorul de vibraţie 8 şi un clichet 9 pentru pornirea

manuală.

În procesul de lucru arborele cotit preia solicitările variabile datorită forţei de presiune

a gazelor, forţelor de inerţie a maselor cu mişcare de translaţie şi a maselor cu mişcare de

rotaţie, solicitări care au un caracter de şoc. Aceste forţe provoacă apariţia unor eforturi

unitare importante de întindere, compresiune, încovoiere şi torsiune. În afară de acestea, în

arborele cotit apar tensiuni suplimentare cauzate de oscilaţiile de torsiune şi de încovoiere.

Ansamblul solicitărilor provoacă deformarea arborelui determinând uzarea prematură a

cuzineţilor sau în cazuri mai grave chiar ruperea arborelui.

Din aceste condiţii grele, rezultă şi unele cerinţe impuse faţă de construcţia arborelui

cotit :

rezistenţă mecanică ridicată, mai ales o mare rigiditate a construcţiei, de care depinde

în cea mai mare măsură durabilitatea pieselor mecanismului motor ;

rezistenţă ridicată la uzură a suprafeţei fusurilor ;

înalta precizie de fabricaţie a fusurilor, ca dimensiuni şi ca formă ;

Pagina 49 din 55


echilibrare statică şi dinamică ;

lipsa rezonanţei atât la vibraţii torsionale, cât şi la cele de încovoiere.

8.2 Alegerea materialului şi a restului dimensiunilor

Materialul pentru arborele cotit depinde de procedeul de fabricaţie şi de dimensiunile

arborelui. Arborele cotit se confecţionează prin două procedee : prin forjare şi prin turnare.

Forjarea se efectuează liber sau în matriţă, când lungimea arborelui cotit nu depăşeşte

2 m. Arborii cotiţi forjaţi se confecţionează din oţel; cei turnaţi se confecţionează din fontă

sau oţel.

Oţelurile folosite pentru realizarea arborilor cotiţi pentru motoarele cu aprindere prin

scânteie sunt oteluri nealiate, şi anume oţelul de calitate cu conţinut mediu de carbon (OLC

45x, OLC 60x, STAS 880-66) cu rezistenţa la rupere de 70…80 daN/mm2 .

Confecţionarea arborelui cotit turnat din fontă s-a dovedit foarte avantajoasă. Fonta

posedă proprietăţi mai bune de turnare decât oţelul, ceea ce simplifică fabricaţia şi are un preţ

de cost mai redus. Fonta este un material cu calităţi antifricţiune superioare, datorită

incluziunilor de grafit, de aceea uzura fusurilor este inferioară.

Se utilizează mai multe varietăţi de fonta pentru arborii cotiţi : fonta modificata, fonta

maleabila perlitică şi fonta aliata cu Cr, Ni, Mo, Cu. Ultima varietate este scumpă, prima

varietate este cea mai răspândită.

Pentru realizarea arborelui cotit se foloseşte fonta modificată cu grafit nodular (C =

3,7 % ; Şi = 2,3 % ; Mn = 0,3 % ; Mg = 0,05 % ; S = 0,08 % ; P = 0,025 %), după un

tratament de călire şi revenire a căpătat o rezistenţă la rupere de 120 daN/mm2 , limita de

elasticitate 82 daN/mm2 şi E = 17500 daN/mm2, apropiat de al oţelului (21000 daN/mm2).

Fonta nodulară are duritatea 212…270 HB , dar permite prin tratament termic realizarea unei

durităţi de 500 HB.

Pagina 50 din 55


Dimensiunile arborelui cotit

Diametrul fusului maneton : dM = 49 mm

Lungimea fusului maneton : lM = 20 mm

Diametrul fusului palier : dL = 51 mm

Lungimea fusului palier : lL = 40 mm

Raza manivelei : r = 40 mm

Grosimea braţului : h = 10 mm

Diametrul interior : dMI = 0,6*49 = 30 mm

Lungimea cotului sau deschiderea dintre reazeme : l = 1,1*89 = 98 mm

Lăţimea braţului : b = 83 mm

Raza de racordare : = 3 mm

8.3 Verificarea la presiune specifică şi la încălzire

Presiunea specifică pe fusul maneton

RMmax = 21584 N

PMmax = 22,02 MPa

Pagina 51 din 55


Presiunea specifică medie

(Rm) med = 13100 N

pmed = 13,37 MPa

Verificarea la încălzire

Wr – viteza relativă intre fus şi cuzinet

Se adopta : = 1,03

pmedWr = 2110 m daN/cm2

Valoare admisibilă : 1000…1500 m daN/cm2 şi chiar mai mult.

9. Construcţia şi calculul mecanismului de distribuţie

9.1 Tipuri de mecanisme de distribuţie utilizate la MAI

Sistemul de distribuţie reprezintă ansamblul tuturor agregatelor motorului care asigură

desfăşurarea în bune condiţii a proceselor de schimb de gaze.

Se compune din două părţi distincte :

mecanismul de distribuţie, care comandă deschiderea şi închiderea periodică a

orificiilor de admisie şi evacuare ;

colectoarele de gaze, care transportă şi distribuie încărcătura proaspătă la cilindrii şi

colectează gazele arse din cilindrii, conducându-le în atmosferă.

Pagina 52 din 55


Mecanismul de distribuţie, după procedeul de comandă a deschiderii şi închiderii

orificiilor de admisie şi evacuare, se clasifică în trei grupe :

mecanismul de distribuţie prin supape ;

mecanismul de distribuţie prin sertare ;

mecanismul de distribuţie prin lumini.

Se alege mecanismul de distribuţie prin supape.

După modul de amplasare a supapelor faţă de cilindrii motorului, distribuţia cu

supape poate fi realizată în următoarele variante :

cu supape în chiulasă (în cap) ;

cu supape în bloc (laterale) ;

cu amplasare mixtă a supapelor.

Se alege mecanismul de distribuţie cu supape în chiulasă (în cap).

9.2 Părţile componente ale mecanismului de distribuţie

Pe arborele de distribuţie se afla cama 1, care transmite mişcarea prin tachetul 2,

supapei 4 ; arcul 3 menţine supapa pe locaşul sau. 5 este ghidul supapei, iar 6 galeria de

admisie sau galeria de evacuare.

Se alege un mecanism de distribuţie cu două supape pe cilindru.

Pagina 53 din 55


Modul de aşezare al supapelor

9.3 Materiale utilizate în construcţia mecanismului de distribuţie

Având în vedere condiţiile de funcţionare, organele mecanismului de distribuţie sunt

solicitate în mod diferit. Pentru a se asigura durata normală de funcţionare, materialul

organelor de distribuţie, îndeosebi pentru cupla camă – tachet şi supape, trebuie să permită

asigurarea unei înalte rezistenţe la uzură.

Supapele. Pe scară largă se folosesc oţelurile Cr –Si denumite silicrom (3,75% Si, 8 %

Cr), cromul şi siliciul favorizează formarea unui strat de oxid la suprafaţa supapei, care

rezistă la acţiunea gazelor chiar la roşu. În scopul de a economisi materialul termorezistent,

uneori numai capul supapei este din acest oţel, iar tija este din oţel Cr – Ni, îmbinata prin

sudura sau filet. Pentru a reduce uzura suprafeţei de aşezare cat şi a capătului tijei, se acoperă

cu un strat de stelit (aliaj dur cu 35…70 % Co, 15…40 % Cr, 10…25 % W, 0…10 % Mo,

0…5 % Fe) pe grosimea de 1,5…2,5 mm. Tija supapei se cromează sau se nitrurează.

Ghidul supapei. Materialele folosite sunt fonta refractară şi bronzul refractar. Dintre

calităţile de bronz se folosesc bronzurile de aluminiu (9…15 % Al), care au un coeficient

mare de conductibilitate şi lucrează bine în condiţiile ungerii insuficiente, cât şi bronzurile

silicioase (3…5 % Si), când sunt în cuplu cu supape din oţel austenitic pentru a preveni

tendinţa de gripaj. De asemenea, se utilizează şi bronzul sulfuros.

Pagina 54 din 55


Scaunul supapei. Se confecţionează din fontă refractară, bronz de aluminiu sau oţel

refractar. Pentru o stabilitate înaltă la coroziune suprafaţa scaunului se acoperă cu un strat de

stelit sau alt material dur.

Arcul supapei. Materialul şi construcţia arcurilor trebuie să asigure o mare rezistentă

la oboseală. Arcurile se execută din sârmă de oţel trasă la rece, cu diametrul 3…6 mm. Se

folosesc oţelurile aliate cu conţinut ridicat de siliciu sau vanadiu, care măresc elasticitatea. De

asemenea ca elemente de aliere se mai introduc Cr, Ni, Mn.

Arborele de distribuţie. Arborii de distribuţie se confecţionează din oţel sau fonta

speciala.

Se utilizează oţelul carbon de calitate sau oţeluri slab aliate cu crom. Suprafaţa care

lucrează la uzură, se supune tratamentului termochimic de cementare sau de călire prin C.I.F.

la o duritate HRC = 55…56.

Arborii din fontă sunt mai ieftini, deoarece camele care se înălbesc la turnare sau se

călesc prin tratament termic, necesită numai rectificare, iar partea dintre came rămâne

neprelucrată.

Pentru arborii plasaţi pe chiulasă se utilizează suporţi din fonta sau din aluminiu

prevăzuţi cu bucşe antifricţiune.

Tachetul. Se fabrică din oţel aliat de cementare : adâncimea stratului cementat 1…1,3

mm ; duritatea HRC = 54…62. Se utilizează de asemenea şi oţelul carbon de calitate, de

îmbunătăţire călit superficial prin C.I.F.

În unele cazuri tacheţii se toarnă din fontă cu suprafaţa de contact înălbită.

9.4 Calculul mecanismului de distribuţie

9.4.1 Adoptarea celorlalte dimensiuni ale supapelor

Pagina 55 din 55


Diametrul mare al talerului : dSA = 45 mm

dSE = 38 mm

Diametrul mic al talerului : dSA* = 39 mm

dSE* = 33 mm

Lungimea sediului : bSA = 4,3 mm

bSE = 3,5 mm

Raza de racordare a talerului : rt = 0,25 * 45 = 12

Diametrul tijei : SA = 0,2 * 45 = 9 mm

(SE = 0,22 * 38 = 8,5 mm

Lungimea supapei : l = 2,5 * 45 = 112 mm

Înălţimea cilindrica a talerului : t1 = 0,03 * 45 = 1,3 mm

Înălţimea totala a talerului : t = 0,1 * 45 = 4,5 mm

Înălţimea maxima de ridicare : hs max = 0,18 * 45 = 8,1 mm

Pagina 56 din 55


Canalul pentru şaibă : 0,7 * = 6,5 mm

9.4.2 Calculul înălţimii critice şi înălţimii maxime de ridicare

Aria oferită de SA în ridicarea sa cu h = hcr :

AS = hS (dcsa + 0,5 hS sin 2) cos 2

AS = 567 mm2

Aria secţiunii efective oferite de canalul din chiulasă a SA :

AC = ( dcsa2 - 2)

AC = 1126,009 mm2

Înălţimea critica de ridicare a supapei :

hcr = = 6,08 mm

9.4.3 Determinarea profilului camei

Pentru cama armonică, construită din arce de cerc, succesiunea determinării

elementelor profilului camei şi a trasării grafice a ei, este următoarea :

durata de deschidere a supapei

SA = ADA + 180 +IIA = 264 RAC

ADA = 21 RAC

IIA = 63 (RAC

raza cercului de bază

Pagina 57 din 55


r0 = 1,575 hS max = 1,575 * 11,02 = 17,64 mm

unghiul profilului de ridicare şi de coborâre pentru o camă simetrică

0r = 0c = = 0,5 SA = 66 RAD

înălţimea maximă de ridicare măsurată pe camă

hc = = 11,02 mm

ist = 1

raza arcului lateral al camei

r1 = 12 hc = 132,28 mm

raza arcului de vârf a camei

r2 = = 7,55 mm

Relaţii de verificare

mm

mm

A = r0 + hc – r2 = 11,11 mm

B = r0 + hc = 28,66 mm

C = r1 – r0 = 124,73

Succesiunea reprezentării profilului camei presupune următoarele etape :

se trasează un cerc cu centrul în O şi cu raza r0, numit cercul de bază al camei ;

Pagina 58 din 55


tot cu centrul în O se trasează cercul corespunzător diametrului arborelui cu came ,

care are raza ra = r0 – (1…2,5) mm ;

se trasează diametrele vertical şi orizontal ;

faţă de diametrul vertical, şi cu centrul în punctul O, se măsoară, într-o parte şi alta,

unghiurile 0r şi respectiv 0c , ţinând cont de sensul de rotaţie al camei; se obţin punctele A

si A’ ;

se uneşte A cu O şi se prelungeşte dreapta AO până când se obţine segmentul

AO1=r1 ;

cu centrul în O1 se trasează un arc de cerc de raza r1 pornind din A ;

pe diametrul vertical se măsoară, în sus faţă de cercul de raza r0, un segment egal cu hc

şi se obţine punctul C ;

se măsoară din C în jos, un segment egal cu raza r2 , şi se obţine punctul O2 ;

se uneşte O1 cu O2 şi se prelungeşte dreapta până când intersectează arcul de raza r1 în

punctul B ;

cu centrul în O2 se trasează arcul de cerc BC de raza r2 ;

cu centrul în O se trasează un arc de cerc cu un unghi la centru de aproximativ 180° şi

de raza r0’ = r0 – jtc, unde jtc este jocul termic măsurat la nivelul camei care se determina cu

relaţia jtc = jt / jst, jt fiind jocul măsurat între supapă şi culbutor sau între supapă şi camă ;

jt = (0,10…0,25) mm pentru SA si jt = (0,15…0,40) mm pentru SE

se racordează (manual) cercul de raza r0 cu cel de raza r0’ , aceasta fiind porţiunea de

preluare a jocului termic ;

ramura de ridicare se construieşte exact la fel, simetric fata de axa camei.

9.4.4 Cinematica tachetului şi a supapei

ridicarea tachetului pe arcul lateral AB

htAB = C (1-cos)

viteza tachetului pe arcul lateral

VtAB = ad C sin

acceleraţia tachetului pe arcul lateral

atAB = ad2 C cos

Pagina 59 din 55


[0…B]

B = arcsin ( )

;

ridicarea tachetului pe arcul de vârf BC

htBC = hc – A [1 – cos ( - )]

viteza tachetului pe arcul de vârf BC

VtBC = ad A sin ( - )

acceleraţia tachetului pe arcul de vârf BC

atBC = - ad2 A sin ( - )

[…]

Pagina 60 din 55

Parametrii constructivi si functionali ai motorului unui autovehicul

Documents

Transcript of Parametrii constructivi si functionali ai motorului unui autovehicul