Investeşte în oameni!

FONDUL SOCIAL EUROPEAN

Programul Operaţional Sectorial Dezvoltarea Resurselor Umane 2007 – 2013

Axa prioritară 1 „Educaţie şi formare profesională în sprijinul creşterii economice şi dezvoltării societăţii bazate pe cunoaştere‖

Domeniul major de intervenţie 1.5 „Programe doctorale şi post-doctorale în sprijinul cercetării‖ Titlul proiectului: „Investiţie în dezvoltare durabilă prin burse doctorale (INED)‖

Numărul de identificare al contractului: POSDRU/88/1.5/S/59321

Beneficiar: Universitatea Transilvania din Braşov

Universitatea Transilvania din Brasov

Scoala Doctorala Interdisciplinara

Centrul de cercetare: Produse High-Tech Pentru Autovehicule

Ing. Gabriel SANDU

Cercetarea vibrațiilor transversale ale unui culbutor

cu rolă cu reglare hidraulică a jocului

Research of the transverse vibrations of a roller finger

follower with hydraulic lash adjuster

Conducător ştiinţific

Prof.dr.ing.ec. Corneliu COFARU

BRASOV, 2012

MINISTERUL EDUCAŢIEI, CERCETARII, TINERETULUI ŞI SPORTULUI

UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRAŞOV

BRAŞOV, B-DUL EROILOR NR. 29, 500036, TEL. 0040-268-413000, FAX 0040-268-410525

RECTORAT

D-lui (D-nei) ..............................................................................................................

COMPONENŢA

Comisiei de doctorat

Numită prin ordinul Rectorului Universităţii „Transilvania‖ din Braşov

Nr. 5557 din 14.11.2012

PREŞEDINTE: Prof. univ.dr.ing.mat. Sorin VLASE

Facultatea de Inginerie Mecanică

Universitatea ―Transilvania‖ din Brașov

CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC: Prof. univ.dr.ing. Corneliu COFARU

Universitatea ―Transilvania‖ din Brașov

REFERENŢI: Prof. univ.dr.ing. Nicolae FILIP

Universitatea Tehnica din Cluj Napoca

Prof. univ.dr.ing. Laurențiu MANEA

Universitatea ―Ovidius‖ din Constanța

Prof. univ.dr.ing. Călin Ioan ROȘCA

Universitatea ―Transilvania‖ din Brașov

Data, ora şi locul susţinerii publice a tezei de doctorat: 14.12.2012, ora .....,

sala ..............

Eventualele aprecieri sau observaţii asupra conţinutului lucrării vă rugăm să

le transmiteţi în timp util, pe adresa gabriel.sandu@unitbv.ro

Totodată vă invităm să luaţi parte la şedinţa publică de susţinere a tezei de

doctorat.

Vă mulţumim.

i

Cuvânt Înainte

Sistemul de distribuție al motorului cu ardere internă este un sistem cu o influență majoră

asupra performanțelor de putere și poluare ale autovehiculului. În prezent durata de viață

estimată a unui autovehicul diesel este de 400 000 [km] (250 000 mile) [79] . Pentru a atinge această durată de viață, sistemele autovehiculului trebuie să funcționeze

fără probleme, pe o perioadă cât mai îndelungată. Acest lucru este posibil doar prin cercetarea

amănunțită a sistemelor autovehiculului și optimizarea lor, astfel încât factorii care influențează

negativ funcționarea acestora să fie îndepărtați. Mecanismul de distribuție ce utilizează pentru

acționarea supapei culbutorul cu rolă cu reglare hidraulică a jocului, a fost studiat în detaliu,

analizându-se influența parametrilor funcționali și constructivi asupra vibrației transversale ale

culbutorului.

Studiul teoretic a fost realizat la Departamentul de cercetare științifică D02 – Produse

High-tech pentru Autovehicule al Universității Transilvania din Brașov, centru ce dispune de

licențe pentru programe performante de simulare în mediul virtual a motorului cu ardere internă,

respectiv a mecanismului de distribuție.

Pe această cale, îi mulțumesc în primul rând domnului Prof. dr. ing. ec. Corneliu

COFARU, conducătorul științific al acestei lucrări, pentru sprijinul acordat în realizarea

activității de cercetare și în finalizarea lucrării.

*

* *

Tema tezei intitulată: ―Cercetarea vibrațiilor transversale ale unui culbutor cu rolă cu

reglare hidraulică a jocului‖ este rezultatul colaborării cu Grupul Schaeffler și pe această cale țin

să le mulțumesc pentru tot sprijinul acordat la realizarea lucrării.

Mulțumesc domnului Prof. dr. ing. Anghel CHIRU, conducătorul Departamentului de

cercetare științifică D02 – Produse High-tech pentru Autovehicule al Universității Transilvania

din Brașov și colectivului din cadrul Departamentului de Autovehicule și Transporturi al

Facultății de Inginerie Mecanică pentru programele de simulare puse la dispoziție.

Pentru sprijinul acordat în realizarea standului de încercări experimentale mulțumesc

domnului Prof.dr.ing. Valeriu ENACHE, domnului ing. Vasile MARIN, domnului Prof.dr.ing.

Mihai DOGARIU, domnului Dr.ing. Janos TIMAR și domnului Dr.ing. Dinu COVACIU.

Analiza în mediul virtual a mecanismului de distribuție studiat a fost realizată cu soft-ul

LMS Virtual Lab, pe această cale țin să mulțumesc domnului ing. Cristi IRIMIA și domnului

ing. Daniel TOHANEANU pentru sprijinul acordat prin punerea la dispoziție a acestui soft.

De asemenea țin să îi mulțumesc domnului ing. Marian HERMENEAN pentru sprijinul

acordat în realizarea diferitelor piese necesare la construcția standului de încercări.

Nu în ultimul rând, doresc să mulţumesc familiei pentru sprijinul și înțelegerea acordată de-a

lungul celor 3 ani de studiu și colegilor alături de care mi-am desfășurat activitatea.

Brașov, Decembrie 2012 Ing. Gabriel SANDU

ii

CUPRINS

Pg.

teza

Pg.

rezumat

1. OBIECTIVELE ȘI SCOPUL LUCRĂRII.............................................. 1 9

1.1. INTRODUCERE.................................................................................... 1 9

1.2. SCOPUL LUCRĂRII............................................................................. 2 9

1.3. OBIECTIVELE LUCRĂRII.................................................................. 2 10

1.4. ETAPELE PARCURSE ÎN REALIZAREA LUCRĂRII..................... 3 10

2. STADIUL ACTUAL PRIVIND CERCETĂRILE

EXPERIMENTALE ȘI TEORETICE ASUPRA VIBRAȚIEI

TRANSVERSALE ALE CULBUTORULUI CU ROLĂ...................... 5 11

2.1. SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE AL GAZELOR.................................. 5 11

2.2. MECANISMUL DE DISTRIBUȚIE AL GAZELOR CU

ACȚIONARE INDIRECTĂ.................................................................. 7 12

2.2.1. TRANSMISIA MECANISMULUI DE DISTRIBUȚIE A

GAZELOR......................................................................................... 8 13

2.2.1.1.Transmisia cu lanț.......................................................................... 8 13

2.2.1.2.Transmisia cu curea dințată........................................................... 9 -

2.2.1.3.Transmisia cu roți dințate............................................................... 10 -

2.2.2. ARBORELE DE DISTRIBUȚIE...................................................... 11 13

2.2.2.1.Camele........................................................................................... 11 14

2.2.3. PIVOTUL HIDRAULIC.................................................................... 12 14

2.2.4. CULBUTORUL................................................................................. 14 16

2.2.5. SUPAPA............................................................................................. 15 16

2.2.6. GHIDUL SUPAPEI............................................................................ 19 18

2.2.7. SCAUNUL SUPAPEI........................................................................ 19 18

2.2.8. ARCUL DE SUPAPĂ........................................................................ 20 18

2.3. CLASIFICAREA MECANISMELOR DE DISTRIBUȚIE................... 21 19

2.4. SISTEME DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ CU CULBUTORI CU

ROLĂ..................................................................................................... 24 22

2.4.1.SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE CONTINUĂ VARIABILĂ

DEPLHI.............................................................................................. 24 22

2.4.2. SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ VALVETRONIC

DE LA BMW..................................................................................... 26 23

2.4.3. SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ ÎN 2 PAȘI DE LA

DELPHI.............................................................................................. 27 -

2.4.4. SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ CU CULBUTOR

COMUTATOR DE LA SCHAEFFLER TECHNOLOGIES........... 28 -

2.4.5. SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ VALVEMATIC

DE LA TOYOTA.............................................................................. 29 -

2.4.6. SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ VALVE LIFT DE

LA AUDI............................................................................................ 30 -

2.5.UZURILE CE APAR ÎN FUNCȚIONAREA CULBUTORULUI CU

ROLĂ..................................................................................................... 31 24

iii

2.6. TEORIA VIBRAȚIEI.............................................................................. 34 -

2.6.1. SISTEME VIBRATORII CU UN SINGUR GRAD DE

LIBERTATE...................................................................................... 35 -

2.7.CONCLUZII............................................................................................. 40 26

3. DEFINIREA FACTORILOR CARE INFLUENȚEAZĂ VIBRAȚIA

TRANSVERSALĂ A CULBUTORULUI............................................... 41 26

3.1. INFLUENȚA TURAȚIEI....................................................................... 41 26

3.2. INFLUENȚA PRESIUNII DIN INSTALAȚIA DE UNGERE............. 43 27

3.3. INFLUENȚA TEMPERATURII ULEIULUI DIN INSTALAȚIA

DE UNGERE.......................................................................................... 44 28

3.4. SENSUL DE ACȚIONARE AL CULBUTORULUI CU ROLĂ........... 45 29

3.5. ARCUL DE SUPAPĂ............................................................................. 46 29

3.6. FORMA PROFILULUI CAMEI............................................................. 47 30

3.7. INFLUENȚA JOCULUI DIN GHIDUL SUPAPEI................................ 49 32

3.8.DEZAXARE GHID SUPAPĂ-PIVOT HIDRAULIC.............................. 50 32

3.9.INFLUENȚA DISTANȚEI DINTRE GHIDAJELE

CULBUTORULUI CU ROLĂ................................................................ 50 32

3.10.CONCLUZII............................................................................................. 51 33

4. MODELAREA ȘI SIMULAREA VIRTUALĂ A VIBRAȚIEI

TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ.............................. 52 33

4.1. STUDIUL CINEMATIC AL MECANISMULUI DE

DISTRIBUȚIE STUDIAT...................................................................... 52 33

4.1.1. DETERMINAREA PROFILULUI DE CAMĂ................................ 52 33

4.1.2. SIMULAREA CINEMATICĂ A MECANISMULUI

STUDIAT........................................................................................... 57 34

4.2. SIMULAREA DINAMICĂ A MECANISMULUI

STUDIAT............................................................................................... 58 35

4.2.1. MODELUL MULTI - CORP AL MECANISMULUI

STUDIAT.......................................................................................... 59 35

4.2.2. MODELAREA PIESELOR COMPONENTE ALE

MECANISMULUI CERCETAT....................................................... 69 41

4.2.3. DETERMINAREA COEFICIENȚILOR DE

RIGIDITATE..................................................................................... 70 41

4.3. VALIDAREA MODELULUI VIRTUAL.............................................. 72 43

4.4. STUDIUL INFLUENȚEI TURAȚIEI ASUPRA VIBRAȚIEI

TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ........................... 74 44

4.5. STUDIUL INFLUENȚEI JOCULUI DIN GHIDUL SUPAPEI

ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI

CU ROLĂ............................................................................................... 75 45

4.6. STUDIUL INFLUENȚEI ARCULUI DE SUPAPĂ ASUPRA

VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU

ROLĂ..................................................................................................... 75 45

4.7. CONCLUZII............................................................................................ 76 46

5. METODICA ȘI ECHIPAMENTELE UTILIZATE PENTRU

CERCETAREA EXPERIMENTALĂ A VIBRAȚIEI

TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ............................. 78 46

iv

5.1. STRUCTURA STANDULUI DE ÎNCERCĂRI

EXPERIMENTALE............................................................................... 78 46

5.1.1. CADRUL SUPORT AL STANDULUI DE ÎNCERCĂRI

EXPERIMENTALE............................................................................ 79 -

5.1.2. SISTEMUL DE ANTRENARE AL CHIULASEI............................. 79 47

5.1.3. INSTALAȚIA HIDRAULICĂ A STANDULUI DE

ÎNCERCĂRI EXPERIMENTALE..................................................... 80 47

5.1.3.1. Rezervorul de ulei......................................................................... 82 48

5.1.3.2. Pompa de ulei.................................................................................. 82 49

5.1.3.3. Filtrul de ulei................................................................................. 84 -

5.1.3.4. Manometru cu tub Bourdon........................................................... 85 -

5.1.3.5. Supapă de reglare a presiunii........................................................ 86 49

5.1.4. INSTALAȚIA ELECTRICĂ A STANDULUI DE ÎNCERCĂRI

EXPERIMENTALE.......................................................................... 88 50

5.1.4.1. Circuitul electric al motorului ce antrenează arborele de

distribuție........................................................................................ 89 50

5.1.4.2. Circuitul electric al motorului ce antrenează pompa de ulei......... 93 -

5.1.4.3. Circuitul electric al încălzitorului de ulei........................................ 94 53

5.2. ACHIZIȚIA DATELOR......................................................................... 96 53

5.2.1. Sistemul de achiziție utilizat pentru monitorizarea presiunii și

temperaturii uleiului din instalația de ungere........................................ 96 53

5.2.1.1. Senzorul de presiune........................................................................ 96 54

5.2.1.2. Senzorul de temperatură.................................................................. 98 55

5.2.2.Sistemul de achiziție utilizat pentru măsurarea vibrației

transversale a culbutorului cu rolă..................................................... 100 55

5.3. METODICA CERCETĂRII EXPERIMENTALE A VIBRAȚILOR

TRANSVERSALE ALE CULBUTORULUI CU ROLĂ CU

REGLARE HIDRAULICĂ A JOCULUI................................................ 109 61

5.4. CALCULUL ERORILOR...................................................................... 110 62

5.5. CONCLUZII........................................................................................... 112 63

6. CERCETAREA EXPERIMENTALĂ A VIBRAȚIEI

TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ.............................. 113 63

6.1. CERCETAREA INFLUENȚEI TURAȚIEI ASUPRA VIBRAȚIEI

TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ............................ 115 65

6.2. CERCETAREA INFLUENȚEI PRESIUNII ULEIULUI ASUPRA

VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ........ 116 66

6.3. CERCETAREA INFLUENȚEI TEMPERATURII ULEIULUI

ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI

CU ROLĂ................................................................................................ 119 68

6.4. CORELAREA REZULTATELOR OBȚINUTE ÎN URMA

SIMULĂRII CU CELE OBȚINUTE PRIN MĂSURARE PE

STANDUL EXPERIMENTAL................................................................ 122 70

6.5. CONCLUZII............................................................................................ 123 71

7. CONCLUZII FINALE, CONTRIBUȚII ORIGINALE,

DISEMINAREA REZULTATELOR ȘI DIRECȚII VIITOARE DE

CERCETARE............................................................................................. 124 71

7.1.CONCLUZII FINALE............................................................................... 124 71

v

7.2.CONTRIBUȚII ORIGINALE.................................................................... 125 72

7.3.DISEMINAREA REZULTATELOR......................................................... 125 72

7.4.DIRECȚII VIITOARE DE CERCETARE................................................. 127 74

8. BIBLIOGRAFIE......................................................................................... 128 75

REZUMAT

CV

vi

CONTENT

Pg.

teza

Pg.

rezumat

1. OBJECTIVES AND PURPOSE OF THE THESIS.............................. 1 9

1.1. INTRODUCTION.................................................................................. 1 9

1.2. THE PURPOSE OF THE PAPER......................................................... 2 9

1.3. OBJECTIVES.................................................................. 2 10

1.4. STAGES MADE FOR FINISHING THE THESIS............................ 3 10

2. STATE OF THE ART OF EXPERIMENTAL AND

THEORETICAL RESEARCHES OF THE TRANSVERSE

VIBRATION OF THE FINGER FOLLOWER.................................. 5 11

2.1. VALVE TRAIN.................................................................................... 5 11

2.2. INDIRECT ACTING VALVE TRAIN.................................................. 7 12

2.2.1. VALVE TRAIN TRANSMISSION................................................ 8 13

2.2.1.1.Chain transmission....................................................................... 8 13

2.2.1.2. Belt transmission......................................................................... 9 -

2.2.1.3.Gear transmission........................................................................ 10 -

2.2.2. CAMSHAFT.................................................................................... 11 13

2.2.2.1.CAMS........................................................................................... 11 14

2.2.3. HYDRAULIC LASH ADJUSTER..................................................... 12 14

2.2.4. ROLLER FINGER FOLLOWER........................................................ 14 16

2.2.5. ENGINE VALVE............................................................................... 15 16

2.2.6. VALVE GUIDE............................................................................... 19 18

2.2.7. VALVE SEAT.................................................................................. 19 18

2.2.8. VALVE SPRING.............................................................................. 20 18

2.3. VALVE TRAIN CLASSIFICATION.................................................... 21 19

2.4. VARIABLE VALVE TRAINS WITH ROLLER FINGER

FOLLOWER.......................................................................................... 24 22

2.4.1. CONTINUOUSLY VARIABLE VALVE TRAIN FROM

DEPLHI............................................................................................. 24 22

2.4.2. CONTINUOUSLY VARIABLE VALVE TRAIN FROM BMW

VALVETRONIC........................................................................... 26 23

2.4.3. 2-STEP VALVE LIFT SYSTEM FROM DEPLHI........................ 27 -

2.4.4. SWITCHABLE ROLLER FINGER FOLLOWER VALVE

TRAIN FROM SCHAEFFLER TECHNOLOGIES....................... 28 -

2.4.5. CONTINUOUSLY VARIABLE VALVE TRAIN FROM

TOYOTA VALVEMATIC .............................................................. 29 -

2.4.6. AUDI VARIABLE VALVELIFT SYSTEM.................................... 30 -

2.5. WEAR OF THE FINGER FOLLOWER VALVE TRAIN................... 31 24

2.6. VIBRATION THEORY....................................................................... 34 -

2.6.1. VIBRATIONS OF SINGLE DEGREE OF FREEDOM

SYSTEMS ........................................................................................

35 -

2.7.CONCLUZII............................................................................................. 40 26

vii

3. DEFINITION OF THE FACTORS WHICH CAN INFLUENCE

THE TRANSVERSE VIBRATION OF THE ROLLER FINGER

FOLLOWER............................................................................................. 41 26

3.1. INFLUENCE OF THE CAMSHAFT SPEED........................................ 41 26

3.2. INFLUENCE OF THE OIL PRESSURE FROM THE

HYDRAULIC SYSTEM........................................................................ 43 27

3.3. INFLUENCE OF THE OIL TEMPERATURE FROM THE

HYDRAULIC SYSTEM........................................................................ 44 28

3.4. INFLUENCE OF THE FINGER FOLLOWER VALVE TRAIN

CONFIGURATION................................................................................ 45 29

3.5. INFLUENCE OF THE VALVE SPRING.............................................. 46 29

3.6. INFLUENCE OF THE CAM PROFILE............................................... 47 30

3.7. INFLUENCE OF THE VALVE GUIDE CLEARANCE....................... 49 32

3.8. INFLUENCE OF THE OFFSET BETWEEN VALVE GUIDE

AND HYDRAULIC LASH ADJUSTER............................................... 50 32

3.9. INFLUENCE OF THE FINGER FOLLOWER VALVE GUIDES....... 50 32

3.10. CONCLUSIONS.................................................................................... 51 33

4. VIRTUAL SIMULATION OF THE TRANSVERSE VIBRATION

OF THE ROLLER FINGER FOLLOWER........................................... 52 33

4.1. THE KINEMATIC STUDY OF THE RESEARCHED VALVE

TRAIN.................................................................................................. 52 33

4.1.1. DETERMINATION OF THE CAM PROFILE................................ 52 33

4.1.2. THE KINEMATIC SIMULATION OF THE STUDIED VALVE

TRAIN........................................................................................... 57 34

4.2. THE DYNAMIC SIMULATION OF THE STUDIED VALVE

TRAIN............................................................................................... 58 35

4.2.1. 3D MULTI BODY VIRTUAL MODEL............................................ 59 35

4.2.2. VALVE TRAIN MODELING....................................................... 69 41

4.2.3. THE DETERMINATION OF THE STIFFNESS

COEFFICIENTS............................................................................ 70 41

4.3. VALIDATION OF THE VIRTUAL MODEL....................................... 72 43

4.4. SIMULATION STUDY OF THE INFLUENCE OF CAMSHAFT

SPEED UPON THE TRANSVERSE VIBRATION OF THE FINGER

FOLLOWER........................................................................................ 74 44

4.5. SIMULATION STUDY OF THE INFLUENCE OF VALVE

GUIDE CLEARANCE UPON THE TRANSVERSE VIBRATION

OF THE FINGER FOLLOWER............................................................ 75 45

4.6. SIMULATION STUDY OF THE INFLUENCE OF THE VALVE

SPRING UPON THE TRANSVERSE VIBRATION OF THE

FINGER FOLLOWER........................................................................... 75 45

4.7. CONCLUSIONS...................................................................................... 76 46

5. METHODS AND EQUIPMENT USED FOR EXPERIMENTAL

RESEARCH.............................................................................................. 78 46

5.1. TEST BENCH STRUCTURE.................................................................. 78 46

5.1.1. THE METALIC FRAME OF THE TEST BENCH.......................... 79 -

5.1.2. THE DRIVER SYSTEM OF THE CYLINDER HEAD................... 79 47

5.1.3. HYDRAULIC SYSTEM................................................................. 80 47

viii

5.1.3.1. Oil reservoir......................................................................... 82 48

5.1.3.2. Hydraulic pump.............................................................................. 82 49

5.1.3.3. Oil filter...................................................................................... 84 -

5.1.3.4. Pressure gauge............................................................................ 85 -

5.1.3.5. Pressure relief valve.................................................................... 86 49

5.1.4. ELECTRIC SYSTEM....................................................................... 88 50

5.1.4.1. The electrical circuit for the 4 [kW] motor....................................... 89 50

5.1.4.2. The electrical circuit for the 1.1 [kW] motor 93 -

5.1.4.3. The electrical circuit for the oil heater........................................ 94 53

5.2. DATA ACQUISITION......................................................................... 96 53

5.2.1. Pressure and oil temperature acquisition system................................. 96 53

5.2.1.1. Pressure sensor........................................................................... 96 54

5.2.1.2. Temperature sensor.................................................................... 98 55

5.2.2. Data acquisition system used for measuring the transverse

vibration of the finger follower....................................................... 100 55

5.3. THE METHODS USED FOR EXPERIMENTAL RESEARCH........ 109 61

5.4. ERROR CALCULUS........................................................................... 110 62

5.5. CONCLUSIONS...................................................................................... 112 63

6. EXPERIMENTAL RESEARCH OF THE TRANSVERSE

VIBRATIONOF THE ROLLER FINGER FOLLOWER.................... 113 63

6.1. THE INFLUENCE OF THE CAMSHAFT SPEED............................. 115 65

6.2 THE INFLUENCE OF THE OIL PRESSURE FROM THE

HYDRAULIC CIRCUIT..................................................................... 116 66

6.3. THE INFLUENCE OF THE OIL TEMPERATURE FROM THE

HYDRAULIC CIRCUIT......................................................................... 119 68

6.4. THE COMPARISON BETWEEN SIMULATION AND TESTS

RESULTS............................................................................................. 122 70

6.5. CONCLUSIONS...................................................................................... 123 71

7. FINAL CONCLUSIONS, ORIGINAL CONTRIBUTIONS,

DISEMINATION OF THE RESULTS AND FUTURE

RESEARCH DIRECTIONS...................................................................... 124 71

7.1. FINAL CONCLUSIONS.......................................................................... 124 71

7.2. ORIGINAL CONTRIBUTIONS............................................................... 125 72

7.3. DISEMINATION OF THE RESULTS.................................................... 125 72

7.4. FUTURE RESEARCH DIRECTIONS................................................. 127 74

8. REFERENCES......................................................................................... 128 75

ABSTRACT

CV

9

1. OBIECTIVELE ȘI SCOPUL LUCRĂRII

1.1. INTRODUCERE

Sistemul de distribuție al gazelor cuprinde totalitatea organelor care participă la

operațiunile periodice de umplere a cilindrilor motorului, cu gaze proaspete, respectiv de

evacuare a gazelor arse, din cilindrii motorului în atmosferă [2]. Astfel, acest sistem are o

influență majoră asupra cantității de combustibil ce poate fi arsă, respectiv asupra performanțelor

de putere ale motorului cu ardere internă [3-6]. De asemenea, în funcție de momentul de

deschidere și de închidere al supapelor de admisie și de evacuare, mecanismul de distribuție

poate influența pozitiv sau negativ nivelul emisiilor poluante generate de motorul cu ardere

internă.

De-a lungul ultimilor decenii mecanismul de distribuție a fost optimizat continuu,

reușindu-se în prezent obținerea unor sisteme performante capabile să modifice în timp real legea

de ridicare a supapei. Astfel , pentru a ajunge la aceste rezultate s-au realizat cercetări referitoare

la optimizarea profilului de camă, în vederea obținerii de accelerații cât mai mici și deschideri

cât mai mari ale supapei, utilizarea materialelor cu rezistență ridicată la uzură, optimizarea

arcului de supapă, pentru reducerea apariției fenomenului de rezonanță la turații ridicate, etc..

Culbutorul cu rolă este una dintre cele mai importante piese componente ale mecanismului

de distribuție, el având rolul de a amplifica și transmite mișcarea provenită de la arborele cu

came la supapă. Mecanismul de distribuție cu acționare indirectă, varianta constructivă cu

culbutor cu rolă, prezintă o serie de avantaje cum ar fi: utilizarea unor lobi de camă cu

dimensiuni reduse, reducerea forțelor de frecare, ocupă foarte puțin spațiu în chiulasă, etc..

Astfel, datorită avantajelor pe care le oferă acest tip de mecanism, utilizarea lui în echiparea

motoarelor cu ardere internă are o pondere ridicată.

O defecțiune frecventă a mecanismului de distribuție cu culbutor cu rolă și pivot hidraulic

este aceea de salt al culbutorului. Acest fenomen nedorit își poate face apariția datorită

funcționării necorespunzătoare a pieselor componente ale mecanismului precum: arcul de

supapă, pivotul hidraulic, etc.. În cazul în care culbutorul cu rolă este dislocat din poziția de

funcționare normală, piesele cu care a intrat în contact, precum: arborele de distribuție, tija

supapei, ghidul supapei trebuie înlocuite dacă prezintă urme de ciupituri sau deformații.

Prin îndepărtarea cauzelor ce provoacă apariția acestei defecțiuni se obține majorarea

duratei de funcționare a motorului cu ardere internă.

1.2. SCOPUL LUCRĂRII

Analiză critică a stadiului actuala a relevat faptul că vibrația laterală a culbutorului cu rolă

este un fenomen nedorit ce are ca efect scoaterea din funcțiune a mecanismului de distribuție. În

concluzie, pentru asigurarea unei durate de funcționare cât mai mare a mecanismului de

distribuție, respectiv a motorului cu ardere internă este absolut necesară cercetarea factorilor

care au o influență negativă asupra vibrației laterale a culbutorului cu rolă.

Pentru a realiza o analiză cât mai detaliată, autorul își dorește realizarea unui model virtual

3D care să reproducă cât mai exact condițiile de funcționare ale mecanismului de distribuție

cercetat și pe care să fie studiată influența unor factori precum: turația de antrenare a arborelui de

distribuție, coeficientul de rigiditate al arcului de supapă, valoarea jocului din ghidul supapei

asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă.

De asemenea, autorul dorește să realizeze și un stand de încercări experimentale, pe care să

cerceteze influența factorilor prezentați mai sus. Vibrația transversală a culbutorului cu rolă va fi

măsurată cu ajutorul unui senzor de accelerație, montat în lateralul culbutorului. Astfel, prin

integrarea de 2 ori a accelerației se va determina deplasarea laterală a acestuia. Rezultatele

10

obținute în urma cercetărilor experimentale vor fi comparate cu cele teoretice, obținute prin

simulare, realizându-se astfel validarea modelului virtual.

Prin această lucrare autorul își dorește să identifice factori care au o influență majoră

asupra vibrației laterale a culbutorului cu rolă și să sugereze o serie de măsuri pentru limitarea pe

cât posibilă a acestui fenomen nedorit.

1.3. OBIECTIVELE LUCRĂRII

Pentru a duce la bun sfârșit această cercetare, autorul își propune o serie de obiective ce

trebuie îndeplinite. Primul obiectiv propus este acela a realiza o analiză critică a stadiului actual

privind sistemele de distribuție a gazelor utilizate de motorul cu ardere internă. Următorul

obiectiv propus de autor este acela de identificare a posibililor factori cu o influență negativă

asupra vibrației laterale a culbutorului cu rolă. Pasul următor ce trebuie realizat în această

direcție este acela de creare a unui model virtual 3D, ce va fi utilizat pentru studiul teoretic al

factorilor și pentru stabilirea gradului de influență a acestora asupra vibrației laterale a

culbutorului cu rolă. De asemenea autorul își propune și realizarea unui stand de încercări

experimentale cu ajutorul căruia să studieze o serie de factori precum turația de antrenare a

arborelui de distribuție, temperatura și presiunea uleiului din instalația de ungere și să valideze

modelul virtual utilizat în studiul teoretic.

Ultimul obiectiv propus de autor este acela de a prelucra și interpreta datele obținute în

urma simulărilor și a măsurărilor experimentale cu scopul stabilirii factorilor cu o influență

majoră asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă.

1.4. ETAPELE PARCURSE ÎN REALIZAREA LUCRĂRII

Autorul își propune cu această lucrare să analizeze vibrația laterală a culbutorului cu rolă

prin determinarea deplasării laterale a acestuia.

Saltul culbutorului cu rolă este un fenomen nedorit ce își face apariția în timpul

funcționării mecanismului de distribuție și are ca efect scoaterea din funcțiune a acestuia. De

asemenea, în cazul apariție acestui fenomen, piesele componente ale mecanismului de distribuție

suferă defecțiuni și trebuie obligatoriu înlocuite.

Obiectivele propuse de autor au fost duse la bun sfârșit prin parcurgerea etapelor

prezentate mai jos.

În capitolul 1: “OBIECTIVELE ȘI SCOPUL LUCRĂRII” este prezentată tema acestei

teze de doctorat și necesitatea unei astfel de cercetări. De asemenea, tot în cadrul acestui capitol

autorul enunță obiectivele tezei de doctorat și structura acesteia.

În capitolul 2: “ STADIUL ACTUAL PRIVIND CERCETĂRILE

EXPERIMENTALE ȘI TEORETICE ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE ALE

CULBUTORULUI CU ROLĂ” se realizează o analiză critică a mecanismelor de distribuție ce

utilizează pentru transmiterea mișcării de la arborele de distribuție la supapă culbutorul cu rolă

cu reglare hidraulică a jocului. De asemenea, sunt prezentate și cercetările din domeniu

referitoare la vibrația laterală a culbutorului cu rolă.

În capitolul 3 intitulat: “DEFINIREA FACTORILOR CARE INFLUENȚEAZĂ

VIBRAȚIA TRANSVERSALĂ A CULBUTORULUI ” sunt identificați factorii care ar putea

avea o influență negativă asupra vibrației laterale a culbutorului cu rolă.

În capitolul 4 denumit: “ MODELAREA ȘI SIMULAREA VIRTUALĂ A VIBRAȚIEI

TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ” este prezentat modelul virtual al

mecanismului de distribuție cercetat, utilizat pentru studiul factorilor constructivi și funcționali

care influențează vibrația transversală a culbutorului cu rolă.

În capitolul 5 intitulat: “ METODICA ȘI ECHIPAMENTELE UTILIZATE PENTRU

CERCETAREA EXPERIMENTALĂ A VIBRAȚIEI TRANSVERALE A

CULBUTORULUI CU ROLĂ” este evidențiată structura standului de încercări experimentale

și echipamentele utilizate la măsurarea vibrației transversale a culbutorului cu rolă. Tot în cadrul

11

acestui capitol este descrisă metodica cercetărilor experimentale și exemplificat calculul erorilor

pentru un regim de testare.

În capitolul 6 denumit: “CERCETAREA EXPERIMENTALĂ A VIBRAȚIEI

TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ” sunt prezentate rezultatele obținute în

urma măsurărilor experimentale, prin varierea pe stand a diferiților parametrii cum ar fi: turația

de antrenare a arborelui de distribuție, presiunea și temperatura uleiului din instalația de ungere

și rigiditatea arcului de supapă. De asemenea, în acest capitol este evidențiată corelația dintre

rezultatele teoretice și experimentale obținute în urma cercetării vibrației transversale a

culbutorului cu rolă.

În capitolul 7 intitulat: “CONCLUZII FINALE, CONTRIBUȚII ORIGINALE,

DISEMINAREA REZULTATELOR ȘI DIRECȚII VIITOARE DE CERCETARE” este

descrisă sinteza rezultatelor obținute, contribuțiile personale și direcțiile viitoare de cercetare.

2. STADIUL ACTUAL PRIVIND CERCETĂRILE

EXPERIMENTALE ȘI TEORETICE ASUPRA VIBRAȚIEI

TRANSVERSALE ALE CULBUTORULUI CU ROLĂ

Husselman (2005) a studiat comportamentul dinamic al mecanismului de distribuție cu

acționare indirectă, varianta constructivă cu culbutor oscilant și pivot hidraulic, atât din punct de

vedere experimental cât și teoretic. În urma cercetărilor a rezultat că cea mai frecventă defecțiune

a acestui tip de mecanism este saltul culbutorului cu rolă. Această defecțiune este cauzată de

funcționarea anormală a arcului de supapă, mai exact datorită apariției fenomenului de ciocnire

al spirelor, fenomen ce are ca rezultat pierderea contactului dintre piese.

În anul 2000 Comitetului Tehnic AERA a oferit informații referitoare la cauzele ce duc la

apariția zgomotului la pornire datorat mecanismului de distribuție, varianta constructivă cu

culbutor cu rolă și pivot hidraulic [7]. Conform buletinului tehnic oferit de acest comitet,

zgomotul la pornire a fost întâlnit la următoarele tipuri de motor Ford : 4.6, 5.4 și 6.8 [l], la

temperaturi ale mediului ambiant mai mici de -12 [°C] și principala cauză pentru această

defecțiune este saltul culbutorului cu rolă din poziția de funcționare.

Dacă supapa de admisie sau de evacuare rămâne deschisă în momentul opririi motorului cu

ardere internă, la pornirea acestuia în condiții de temperatură scăzută, uleiul datorită viscozității

ridicate nu reușește să ajungă în camera de presiune a pivotului hidraulic, presurizarea acesteia

ne realizându-se corespunzător și astfel, jocul rezultat în urma funcționării defectuoase a

pivotului hidraulic este suficient ca să permită culbutorului cu rolă să piardă contactul cu capătul

tijei de supapă.

2.1. SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE AL GAZELOR

Figura 2.1: Sistemul de distribuție a gazelor

12

Un sistem de distribuție este considerat performant doar în cazul în care acesta poate să

asigure un grad de umplere ηυ și de evacuare ηeυ ridicat. De asemenea acesta trebuie să fie

simplu de realizat și întreținut și să genereze în funcționare un nivel de zgomot redus.

Sistemul de distribuție este compus din 3 părți:

Conductele de gaze (colectoarele);

Mecanismul de comandă;

Amortizorul de zgomot.

Deschiderea și închiderea orificiilor de admisie și de evacuare se poate realiza prin 3 metode și

anume:

Distribuție prin supape;

Distribuție prin sertare;

Distribuție prin lumini.

Sistemul de distribuție prin supape este cel mai des întâlnit sistem de distribuție ce echipează

motorul cu ardere internă, acesta regăsindu-se în special la motoarele în 4 timpi dar și la cele în 2

timpi. Acest mecanism utilizează pentru deschiderea orificiilor de admisie și de evacuare supape

acționate mecanic, hidraulic, electromagnetic și pneumatic.

2.2. MECANISMUL DE DISTRIBUȚIE AL GAZELOR CU ACȚIONARE

INDIRECTĂ

În general, la mecanismele de distribuție cu supape, comanda pentru deschiderea și

închiderea supapelor este executată de arborele de distribuție. Mișcarea necesară pentru

deplasarea unghiulară a arborelui cu came este furnizată de către arborele cotit, prin intermediul

unei transmisii, care poate fi cu lanț sau curea. Raportul de transmitere este egal cu 2:1, ceea ce

înseamnă că la 2 rotații complete ale arborelui cotit, arborele de distribuție execută doar o rotație

completă.

Figura 2.3: Mecanismul de distribuție cu acționare indirectă a supapei

În continuare, cama acționează indirect asupra supapei prin intermediul culbutorului cu

rolă, ce are rolul de a amplifica mișcarea generată de profilul camei. În momentul în care cama

nu mai acționează asupra supapei arcul de supapă o readuce în poziția inițială, respectiv pe

scaunul ei.

13

2.2.1. TRANSMISIA MECANISMULUI DE DISTRIBUȚIE A GAZELOR

Transmisia utilizată pentru antrenarea arborelui de distribuție poate fi de mai multe feluri,

în funcție de varianta constructivă a motorului cu ardere internă. Astfel, mișcarea furnizată de

arborele cotit este transmisă arborelui de distribuție prin intermediul: curelelor dințate, lanțului

sau a angrenajelor cu roți dințate.

2.2.1.1. Transmisia cu lanț

Transmisiile cu lanț sunt des utilizate în industria auto deoarece acestea prezintă o serie

de avantaje, cum ar fi:

Au randament ridicat (η = 0,96...0,98);

Încărcarea pe arbore este relativ redusă;

Posibilitatea transmiterii mișcării la mai mulți arbori;

Distanța între arbori poate varia într-un interval larg;

Transmit momente de torsiune mari;

Funcționează în condiții grele de exploatare (praf, temperaturi ridicate).

Figura 2.4: Transmisie cu lanț: (a) lanț simplu; (b) lanț dublu [13, 14]

Principalul dezavantaj al transmisiei cu lanț este acela că, în timpul funcționării, nivelul

vibrațiilor și al zgomotului este mai mare decât în cazul transmisiei cu curea, acest lucru

datorându-se faptului că lanțul se înfășoară pe roata dințată, după un profil poligonal.

Un alt dezavantaj al acestui tip de transmisie este acela că necesită un dispozitiv

suplimentar pentru tensionarea lanțului deoarece în timp lungimea acestuia se modifică, datorită

uzurilor ce apar în articulații.

De asemenea, transmisia cu lanț trebuie prevăzută și cu un dispozitiv de ungere.

După cum se poate observa în Figura 2.4, transmisiile cu lanț pot fi cu lanț dublu sau

simplu, în funcție de momentul de torsiune ce trebuie transmis.

2.2.2. ARBORELE DE DISTRIBUȚIE

Figura 2.7: Arbore de distribuție[17]

14

Arborele de distribuție este un arbore realizat din oțel sau fontă, pe care sunt montate sau

prelucrate camele de admisie și evacuare. Rolul principal al arborelui de distribuție este acela de

a comanda deschiderea și închiderea supapelor de admisie și de evacuare la momente bine

stabilite. În funcție de configurația motorului cu ardere internă, arborele cu came poate avea și un

rol secundar, respectiv de antrenare a diferitelor subansamble, precum pompa de ulei sau cea de

combustibil.

În general, arborele de distribuție este realizat din 4 părți distincte: lagărele, camele de

admisie și evacuare, zona neprelucrată și capătul de antrenare (Figura 2.7), unde se montează

roata dințată sau defazorul, în funcție de varianta constructivă a mecanismului de distribuție [18].

2.2.2.1. Camele

Profilul camei se realizează în funcție de legea de ridicare a supapei și de configurația

mecanismului de distribuție utilizat. Cama rezultată nu trebuie să imprime supapei accelerații

foarte mari, deoarece forțele de inerție vor crește proporțional cu accelerația.

Figura 2.8: Părțile componente ale profilului de camă [19]

În Figura 2.8 sunt prezentate părțile componente ale profilului de camă. Cercul de bază al

camei reprezintă acea porțiune a profilului unde valoarea ridicării este egală cu 0. Legătura dintre

cercul de bază și flancurile profilului 2 și 4 este realizată cu ajutorul rampelor 1 și 5, ele având

rolul de limitare a vitezei supapei la ridicare, respectiv la coborâre, pentru îndepărtarea șocurilor.

Flancurile camei sunt acele zone ale profilului unde supapa atinge valorile maxime de accelerație

și anume la deschiderea și închiderea supapei.

Vârful camei simbolizat cu cifra 3 (Figura 2.8), reprezintă zona de profil unde raza de

curbură are valoarea minimă și ridicarea are valoarea maximă [19].

2.2.3. PIVOTUL HIDRAULIC

Compensarea jocului termic rezultat în urma funcționării mecanismului de distribuție este

realizată de către pivotul hidraulic. Acesta este format din următoarele 3 părți principale: cilindru

(1), pistonaș plonjor (7) și ansamblul supapei cu bilă, format din piesele componente (2÷6) din

Figura 2.9.

Cilindrul (I) este fixat în chiulasă. Pe circumferința sa este prelucrat un canal, iar în acest

canal este realizată o gaură radială, care are rolul de a permite uleiului din instalația de ungere să

ajungă în camera de alimentare, realizată în interiorul pistonașului plonjor. Pistonașul plonjor are

prelucrat pe circumferință același tip de canal și gaură radială, servind aceluiași scop descris mai

sus. Supapa cu bilă împreună cu un arc de rapel au rolul de a forma o camera de înaltă presiune,

între cilindru și pistonașul plonjor. Suprafața interioară a cilindrului și cea exterioară a

15

pistonașului plonjor, sunt prelucrate în așa fel încât acestea să permită scurgerea unei anumite

cantități de lubrifiant din camera de presiune, atunci când se acționează cu o forță asupra

elementului hidraulic.

Figura 2.9: Părțile componente ale pivotului hidraulic

Detaliile (a) și (b) din Figura 2.10, prezintă circuitul fluidului de lucru în interiorul

pivotului hidraulic. Atunci când cama acționează asupra culbutorului, o parte din mișcare este

transmisă pivotului hidraulic. Acesta se va deplasa de-a lungul axei sale longitudinale, după cum

se poate observa în Figura 2.10 (a), și astfel fluidul de lucru aflat în camera de înaltă presiune

(4) începe să se comprime. În timpul cursei de comprimare supapa cu bilă întrerupe alimentarea

cu ulei a camerei de înaltă presiune. Continuarea mișcării pistonașului plonjor duce la micșorarea

volumului camerei de înaltă presiune, înregistrându-se o creștere a presiunii fluidului de lucru.

Figura 2.10: Modul de funcționare al pivotului hidraulic [20]

Această presiune se opune deplasării pistonașului plonjor. Rezistența opusă de camera de

înaltă presiune poate fi ajustată prin mărirea sau micșorarea distanței radiale dintre cilindru și

pistonașul plonjor. Astfel, fluidul de lucru trece printre spațiul creat de cele două suprafețe,

înapoi în circuitul de alimentare [21].

În cazul în care acționarea asupra pivotului hidraulic încetează (b), pistonasul plonjor este

readus în poziția inițială de arcul de rapel (2) (Figura 2.9). Datorită faptului că pe timpul cursei

de comprimare o parte din fluidul de lucru s-a scurs din camera de înaltă presiune, la revenirea în

poziția inițială, presiunea în această cameră are valori negative lucru ce determină deschiderea

supapei cu bilă. Odată cu deschiderea supapei cantitatea de fluid pierdută pe durata cursei de

comprimare este completată din camera de alimentare [22].

16

2.2.4. CULBUTORUL

Figura 2.11: Diferite variante constructive de culbutori cu rolă

Culbutorul este o pârghie ce oscilează în jurul unei axe sau al unui punct și are rolul de a

amplifica mișcarea comandată de profilul camei. El poate fi realizat prin turnare sau prin

matrițare [2]. În Figura 2.11 sunt prezentate 3 variante constructive de culbutor cu rolă, realizat

prin matrițare, din tablă de oțel.

Culbutorul se utilizează în construcția mecanismelor de distribuție, datorită faptului că

oferă un raport de amplificare supraunitar, avantaj ce se traduce prin utilizarea unor came cu lobi

mai mici. Odată cu micșorarea lobului de camă scad și încărcările lagărelor arborelui de

distribuție, deci se pot utiliza lagăre cu un gabarit redus.

Figura 2.12: Părțile componente ale culbutorului cu rolă [23]

Pentru a reduce frecările din mecanismul de distribuție, culbutorul a fost prevăzut cu o

rolă (rulment cu ace) fixată prin intermediul unui ax de corpul culbutorului (Figura 2.12).

Rulmentul cu ace montat pe culbutor este realizat integral din oțel de rulment, marca Rul1.

2.2.5. SUPAPA

Figura 2.13: Părțile componente ale supapei [24]

17

După cum se poate observa în Figura 2.13, supapa este alcătuită din 2 părți: talerul și tija

supapei. Talerul supapei are rolul de a obtura orificiul canalului de admisie sau evacuare, ce se

găsește în chiulasă. Mișcarea transmisă de culbutor este preluată de supapă prin intermediul tijei.

Tija supapei, pe lângă rolul principal de preluare a mișcării transmise de culbutor, mai are rolul

de ghidare a supapei și de preluare a unei porțiuni din căldura provenită de la talerul supapei.

Supapa este solicitată, în general, de forța de presiune a gazelor și de forța elastică a

arcului de supapă, aceste forțe acționând cu precădere asupra talerului de supapă. În momentul

funcționării mecanismului de distribuție, talerul supapei este solicitat suplimentar prin șoc,

solicitare produsă de forțele de inerție și de forța elastică a arcului, în momentul revenirii supapei

pe scaunul său [2]. Tija supapei este de asemenea solicitată prin șoc, în momentul în care

culbutorul acționează asupra ei. Din această cauză, capătul tijei supapei și zona conică a talerului

de supapă trebuie să aibă o duritate superficială sporită [2].

Figura 2.15: Distribuția temperaturii în cazul supapei de evacuare [25]

Supapa este solicitată și termic, în special cea de evacuare, datorită faptului că aceasta

este spălată de gazele arse, gaze ce ating temperaturi în jurul valorii de 900 [°C]. Distribuția

temperaturilor, în cazul supapei de evacuare, este prezentată în Figura 2.15. Zona supapei de

evacuare solicitată cel mai puternic din punct de vedere termic este marcată (în Figura 2.15) cu

o zonă de culoare roșie, în acea zonă, temperatura putând ajunge până la valoarea de 825 [°C].

Datorită faptului că în timpul funcționării motorului cu ardere internă temperatura

supapei de evacuare poate ajunge la valori cuprinse în intervalul 450÷825 [°C] rezistența

mecanică și duritatea materialului se reduc considerabil, este necesar ca alegerea materialului din

care este realizată supapa de evacuare să se facă cu o atenție deosebită.

Materialul din care trebuie executată supapa trebuie să corespundă următoarelor cerințe:

să aibă o rezistență mecanică ridicată la temperaturi înalte; să reziste la acțiunea corozivă a

gazelor de evacuare; să aibă o conductibilitate termică ridicată și să aibă un coeficient de frecare

cât mai mic [2].

Supapa de admisie se realizează din oțel aliat cu crom și nichel sau crom și siliciu,

utilizându-se mărci de oțel precum: 40C-10X, 35CN15X și este executată dintr-o singură bucată

[2].

18

2.2.6. GHIDUL SUPAPEI

Figura 2.18: Diferite variante constructive ale ghidului de supapă [27]

Ghidul supapei este realizat dintr-o bucșă demontabilă, fixată cu strângere în alezajul din

chiulasă. Având în vedere că o mare parte din căldura preluată de talerul supapei se transferă

chiulasei, prin intermediul ghidului de supapă, jocul dintre ghid și supapă trebuie să aibă o

valoare cât mai mică, realizându-se astfel un flux termic cât mai bun. Jocul dintre tija supapei și

ghid trebuie ales în așa fel încât la temperaturi mari, supapa să nu se gripeze, iar în timpul

funcționării mecanismului cantitatea de ulei ce se scurge în camera de ardere a motorului cu

ardere internă trebuie să fie minimă. În cazul supapei de admisie jocul dintre tija supapei și ghid

are o valoare cuprinsă în intervalul 20÷50 [μm]. Datorită faptului că supapa de evacuare se dilată

mai mult decât supapa de admisie jocul dintre aceasta și ghid este realizat în intervalul 50÷70

[μm] [2].

Ghidul supapei trebuie să fie realizat din materiale rezistente la uzură și la temperaturi

ridicate, precum fonta refractară sau bronzul refractar [2].

2.2.7. SCAUNUL SUPAPEI

Figura 2.19: Scaunul supapei: (a) montat în chiulasă; (b) nemontat [28]

Scaunul supapei se realizează sub formă de inel și este montat prin presare în alezajul

prelucrat în chiulasă. Acesta se realizează din materiale rezistente la coroziune și cu o duritate

sporită la temperaturi ridicate. De asemenea, pentru a mări durabilitatea suprafeței de așezare a

supapei pe scaun, se depune un strat de stelit, strat ce are ca rezultat creșterea durabilității cu

până la 4 ori. Scaunule de supapă se realizează din fontă refractară sau oțel refractar [2, 29].

2.2.8. ARCUL DE SUPAPĂ

Arcul de supapă se montează în zona tijei supapei, sprijinit la un capăt de chiulasă iar la

celălalt de talerul supapei, montat pe tija supapei prin intermediul unor manșoane conice,

denumite galeți (Figura 2.20).

19

Figura 2.20: Ansamblul Supapă-Arc

Acesta are rolul de a ține supapa pe scaunul acesteia în timpul când cama nu acționează

asupra culbutorului sau a tachetului și de a învinge forțele de inerție generate de deplasarea

supapei.

În cazul în care forțele de inerție au valori foarte mari este necesară utilizarea unor

elemente elastice cu rigiditate mai mare și dacă din datele de proiectare spira arcului este prea

mare, se pot utiliza mai multe arcuri montate unul în interiorul celuilalt. Pentru a nu își face

apariția fenomenul de întrepătrunde a spirelor, în timpul funcționării mecanismului, arcurile se

montează cu înfășurările opuse [2].

Figura 2.21. sunt prezentate variantele constructive de arcuri, ce echipează mecanismele

de distribuție actuale.

Figura 2.21: Tipuri de arcuri de supapă utilizate la construcția mecanismului de distribuție

Arcurile de supapă se realizează din oțel aliat cu crom, vanadiu, nichel și mangan. Sârma

de oțel utilizată la construcția arcurilor poate avea diametrul spirei în intervalul 3÷6 [mm].

Numărul de spire al arcului de supapă poate varia în funcție de varianta constructivă în intervalul

7÷14 [spire].

2.3. CLASIFICAREA MECANISMELOR DE DISTRIBUȚIE

Mecanismele de distribuție ce echipează motorul cu ardere internă se pot clasifica după

următoarele criterii:

1. După modul de dispunere al supapelor;

2. După locul de montare al arborelui de distribuție.

20

Supapele mecanismului de distribuție pot fi dispuse în două moduri: dispuse lateral față de

cilindrul motorului sau în capul acestuia (Figura 2.22).

Figura 2.22: Modul de dispunere al supapelor la motorul cu ardere internă: (a) supape dispuse lateral;

(b) supape dispuse în capul cilindrului [30]

Mecanismele de distribuție cu supapele dispuse lateral se întâlnesc la motoarele cu

gabarit mic, chiulasa având o dimensiune redusă (Figura 2.22 (a)).

Varianta constructivă cu supapele dispuse în capul cilindrului este cea mai des întâlnită

configurație de mecanism de distribuție. În acest caz, supapele sunt dispuse în chiulasă, deasupra

pistonului.

După modul de dispunere al arborelui de distribuție, mecanismele se pot clasifica în două

categorii: cu arborele de distribuție montat în blocul motor (OHV, engleza: Over Head Valve)

sau în chiulasă (OHC, engleza: Over Head Camshaft), după cum se poate observa în Figura 2.23.

În cazul mecanismul de distribuție, cu arborele de distribuție montat în blocul motor,

antrenarea supapei se face prin intermediul tachetului care acționează asupra culbutorului prin

intermediul unei tije împingătoare. Datorită faptului că acest mecanism are în componență un

număr mare de piese aflate în mișcare forțele de inerție rezultate la turații mari fac imposibilă

desfășurarea normală a fazei de distribuție.

Figura 2.23 :Diferite moduri de dispunere a arborelui de distribuție: (a) arbore de distribuție montat în

blocul motor; (b) arbore de distribuție montat în chiulasă [32]

21

Un alt dezavantaj este acela că acest mecanism nu poate comanda deschiderea unui

număr mai mare de supape per cilindru. De asemenea, acest sistem nu permite implementarea

unor tehnologii noi de control al fazelor de distribuție, precum distribuția variabilă [31].

Amplasarea arborelui de distribuție în chiulasă a făcut posibilă creșterea turației de

antrenare a mecanismului datorită faptului că a scăzut numărul pieselor în mișcare mecanismul

având astfel o rigiditate ridicată.

Mecanismele de distribuție care au amplasat arborele cu came în chiulasă permit

montarea unui număr de maxim de supape pe cilindru și suportă implementare de sisteme

auxiliare ce ajută la realizarea unui control precis al fazelor de distribuție.

Figura 2.24: Mecanisme cu acționare directă și indirectă a supapei [33]

Dezavantajul principal al acestei soluții constructive îl constituie complexitatea

transmisiei mecanice (Figura 2.23 (b)). În funcție de varianta constructivă a mecanismului de

distribuție numărul de arbori cu came montați în chiulasă, poate ajunge la 2. În acest caz un

arbore este utilizat pentru acționarea supapelor de admisie, iar celălalt pentru cele de evacuare.

Acționarea supapei în cazul mecanismelor de distribuție cu arborii montați în chiulasă se

poate realiza direct sau indirect. În Figura 2.24 sunt prezentate o serie de variante constructive

ale mecanismului de distribuție cu acționare directă și indirectă.

În cazul acționării directe, mișcarea indusă de camă este transmisă supapei prin

intermediul tachetului care poate fi mecanic sau hidraulic (Figura 2.24 (e)).

Acționarea indirectă a supapei este realizată prin intermediul unei pârghii, denumită

culbutor. Acesta poate fi întâlnit în mai multe variante constructive, în funcție de poziția

reazemului și a locului de aplicare al forței. Culbutorul pivotant (Figura 2.24 (c), (d)), este o

parghie de ordinul I, reazemul aflându-se între cele două puncte de aplicație a forțelor. Cea de a

doua variantă de culbutor, culbutorul oscilant, este realizat asemenea unei pârghii de gradul 3,

punctul de sprijin fiind poziționat în capăt, iar punctul de aplicare al forței active plasat la

mijlocul distanței dintre reazem și punctul de aplicare al forței rezistente (Figura 2.24 (a), (b)).

Figura 2.25: Performanțele mecanismelor de distribuție în funcție de varianta constructivă [33]

22

Sistemele de distribuție cu acționare indirectă au o răspândire foarte largă, acestea

echipând majoritatea motoarelor cu ardere internă. Unul dintre avantajele acestui tip de

mecanism de distribuție este faptul că pierderile prin frecare sunt minime (Figura 2.25). De

asemenea, datorită faptului că are o rigiditate relativ ridicată, acesta poate funcționa la turații

ridicate.

Mecanismele de distribuție cu acționare indirectă suportă de asemenea implementarea de

tehnologi noi precum cele de tip „Distribuție Variabilă‖.

2.4. SISTEME DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ CU CULBUTORI CU

ROLĂ

2.4.1. SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE CONTINUĂ VARIABILĂ DEPLHI

Acest sistem de distribuție variabilă este realizat de către Delphi Automotive Systems și

este capabil să varieze legea de ridicare a supapei în intervalul 0÷9 [mm].

De asemenea acest mecanism poate modifica momentul de atingere al înălțimii maxime

de ridicare și durata fazei de distribuție în intervale foarte largi [34].

Figura 2.26: Sistemul de distribuție continuă variabilă Delphi [34]

23

Mecanismul este alcătuit dint-un ansamblu de pârghii și came după cum se poate observa

în Figura 2.26. Cama de intrare este una convențională, ea fiind acționată de către arborele cotit.

Acesta acționează asupra rolei plasată pe culbutorul intermediar și îl determină pe acesta

să oscileze în jurul pivotului său cu un unghi de aproximativ 20 [°]. La capătul celălalt culbutorul

intermediar este conectat cu cama oscilantă prin intermediul unei pârghii articulate. În final,

cama oscilantă va transmite mișcarea, primită de la cama de intrare, supapei prin intermediul

culbutorului cu rolă [34].

2.4.2. SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ VALVETRONIC DE LA

BMW

Sistemul de distribuție variabilă Valvetronic de la BMW realizează modificarea continuă

a legii de ridicare a supapei de admisie. Acest sistem a fost lansat prima oară la jumătatea anului

2001 și echipa motoarele pe benzină cu 4 și 8 cilindrii [34]. O vedere de ansamblu a sistemului

de distribuție Valvetronic de la BMW este prezentată în Figura 2.27.

Figura 2.27: Sistemul de distribuție variabilă Valvetronic de la BMW – vedere de ansamblu [35]

Modificarea legii de ridicare a supapei de admisie este executată de către unitatea

electronică de control, care comandă acționarea motorului electric (1).

Figura 2.28: Sistemul de distribuție Valvetronic de la BMW [39]

24

Acesta prin intermediul arborelui său (2), transmite mișcarea arborelui de comandă (5).

Sectorul dințat, montat pe arborele de comandă (5), formează împreună cu arborele motorului

electric (2) un angrenaj melcat. În capătul celălalt al arborelui de comandă (5) este montat un

excentric care are rolul de a modifica punctul de sprijin al pârghiei (7). Supapa de admisie (11)

se va deschide în momentul în care cama (8) acționează asupra culbutorului cu rolă (9), prin

intermediul pârghiei (7). Contactul permanent dintre cama (8) și rola pârghiei (7) este menținut

cu ajutorul arcului (3) [36-38].

Sistemul de distribuție variabilă Valvetronic de la BMW realizează varierea continuă a

legii de ridicare a supapei de admisie în intervalul 0.3÷9.7 [mm] [34].

2.5. UZURILE CE APAR ÎN FUNCȚIONAREA CULBUTORULUI CU ROLĂ

Culbutorul cu rolă este în contact direct cu următoarele 3 piese ale mecanismului de

distribuție: cama, supapa și pivotul hidraulic. Zonele de contact ale culbutorului cu piesele

componente ale mecanismului, din care face parte, sunt ilustrate în Figura 2.35.

În Figura 2.36 sunt prezentate uzurile ce pot apărea în zona de contact a culbutorului cu

capătul sferic al pivotului hidraulic. În condiții normale de funcționare, suprafețele aflate în

contact trebuie să aibă un aspect precum cel din Figura 2.36 (a). Suprafețele sunt netede, uzate

uniform și nu au un impact negativ asupra modului normal de operare al mecanismului [47].

Figura 2.35: Zonele culbutorului cu rolă supuse la uzură [46]

În cazul în care zona de contact culbutor-pivot hidraulic funcționează în condiții de

ungere semi-uscată sau uscată uzura acestei zone de contact va fi abrazivă [48]. Dacă

mecanismul de distribuție lucrează în aceste condiții un timp îndelungat suprafețele în contact se

vor uza considerabil, ajungându-se până la modificare geometriei pieselor (Figura 2.36 (b)), caz

în care mecanismul va ieși din funcțiune [48].

Figura 2.36: Uzura zonei de contact culbutor-pivot hidraulic [48]

25

Datorită mișcării relative între culbutorul cu rolă și capătul tijei supapei, pe zonele de

contact pot să apară ușoare urme de netezire, uzură ce este considerată normală și nu dăunează

bunei funcționări a mecanismului (Figura 2.37 (a)).

Figura 2.37: Uzura zonei de contact culbutor-supapa [48]

În cazul în care culbutorul cu rolă funcționează în condiții necorespunzătoare, precum

lipsa lubrifierii, zona de contact a culbutorului cu tija supapei ajunge să se uzeze pronunțat

(Figura 2.37 (b)), uzură ce poate avea valori de câteva zecimi de milimetru. Dacă se ajunge în

această situație culbutorul cu rolă trebuie neapărat înlocuit, deoarece continuarea funcționării

acestuia în aceleași condiții va duce la ruperea acestuia.

În Figura 2.38 (a) este prezentată uzura rolei culbutorului survenită în urma pătrunderii de

particule străine în zona de contact dintre camă și aceasta. Urmele circulare de pe suprafața rolei

sunt caracterizate ca fiind o uzură normală ce poată să apară în timpul funcționării mecanismului

de distribuție. Dacă ansamblul culbutor cu rolă-camă nu este poziționat corespunzător rola se uza

pronunțat (Figura 2.38 (b)) și pot apărea modificări ale geometriei acesteia, caz în care este

necesară înlocuirea imediată a culbutorului împreună cu pivotul hidraulic.

Figura 2.38: Uzura zonei de contact culbutor-camă [48]

Un caz extrem al defectării culbutorului cu rolă este acela în care datorită uzurilor foarte

mari ale axului rolei, acele din rulment reușesc să se elibereze.

Figura 2.39: Caz de uzură extremă a culbutorului [48]

26

2.7. CONCLUZII

Mecanismul de distribuție cu acționare indirectă este unul dintre cele mai răspândite tipuri

de mecanism ce echipează motorul cu ardere internă. Acesta transmite mișcarea de la arborele de

distribuție la supapă prin intermediul unui culbutor cu rolă, prevăzut la un capăt cu un element

hidraulic ce are rol de a regla jocul termic.

Pe baza literaturii de specialitate a fost realizat un studiu critic cu privire la părțile

componente ale mecanismului de distribuție cu acționare indirectă și la tipurile de mecanisme de

distribuție variabilă ce utilizează culbutorul cu rolă pentru acționarea supapei. De asemenea acest

studiu a cuprins și o analiză a uzurilor ce apar în timpul funcționării la acest tip de mecanism.

Vibrația laterală a culbutorului cu rolă este un fenomen cu o influență negativă asupra stabilității

dinamice a acestuia, care în cazuri critice poate duce la dislocuirea din poziția de lucru a

culbutorului și astfel scoaterea din funcțiune a mecanismului. Conform literaturii de specialitate

cauzele posibile care au ca efect dislocuirea culbutorului pot fi datorate intrării în rezonanță a

arcului de supapă sau funcționării necorespunzătoare a pivotului hidraulic.

3. DEFINIREA FACTORILOR CARE INFLUENȚEAZĂ

VIBRAȚIA TRANSVERSALĂ A CULBUTORULUI

3.1. INFLUENȚA TURAȚIEI

Turația de acționare a arborelui de distribuție este un factor foarte important în buna

funcționare a sistemului de distribuție.

Figura 3.1: Efectul armonic al camei asupra dinamicii mecanismului de distribuție:

(a) Răspuns dinamic bun-turații mici, (b) Răspuns dinamic critic-turații mari [50]

În general, forțele de inerție ce iau naștere la revenirea supapei pe scaunul ei cresc

proporțional cu turația de antrenare a arborelui de distribuție, lucru ce duce la

supradimensionarea arcului de supapă.

Accelerația supapei poate fi influențată negativ de modul de vibrație naturală a

mecanismului de distribuție, în special pe perioada vârfului pozitiv ce corespunde cursei de

ridicare a supapei.

S-a demonstrat că în momentul în care durata (ΔVA) pulsului de accelerație pozitivă,

corespunzător momentului de ridicare a supapei coincide cu jumătatea ciclului de vibrație

naturală a mecanismului de distribuție, în mecanism apar vibrații puternice ce fac dificilă

funcționarea corespunzătoare a acestuia [50]. Această situație nedorită este exemplificată în

Figura 3.1 (b). În general, se urmărește obținerea unui răspuns dinamic precum cel prezentat în

Figura 3.1 (a). Din această cauză, dacă se dorește mărirea turației de antrenare a motorului cu

ardere internă, respectiv a mecanismului de distribuție, trebuie modificată durata de timp în care

27

are loc pulsul pozitiv de accelerație sau trebuie majorată frecvența naturală a mecanismului

[Ecuația (23)].

180

2/

360

fVARPM sau

f

RPMVA

(3.1)

unde:

ΔVA – Durata pulsului de accelerație pozitivă [grade RAC];

RPM – Turația critică a motorului cu ardere internă [rot/min];

f – Frecvența naturală a mecanismului de distribuție [cicluri/min];

λ – Numărul de cicluri din perioada pulsului de accelerație pozitivă [50].

În Tabelul 3.1 sunt prezentate valorile coeficientului λ ce sunt recomandate pentru o funcționare

corespunzătoare a mecanismului de distribuție.

Tabelul 3.1: Răspunsul dinamic estimat al mecanismului de distribuție în funcție de λ [50]

λ Răspunsul dinamic estimat

>1.33 Bun

1.22-1.33 Bun/Acceptabil

1.10-1.22 Acceptabil

1.05-1.10 Acceptabil/Sever

1.00-1.05 Sever

<1.00 Foarte Sever

Figura 3.2: Fenomenul de salt al supapei [50]

În cazul în care odată cu creșterea turației motorului nu se modifică și durata pulsului de

accelerație pozitivă își poate face apariția fenomenul de salt al supapei. Acest fenomen nedorit

este prezentat în Figura 3.2 și ia naștere în momentul în care forța supapei, datorită accelerației

sale, este mai mare decât forța furnizată de arcul de supapă. Acest salt are ca efect generarea

unor vibrații puternice care în timp duc la defectarea mecanismului de distribuție.

3.2. INFLUENȚA PRESIUNII DIN INSTALAȚIA DE UNGERE

Presiunea uleiului din instalația de ungere a motorului cu ardere internă nu are o valoare

constantă, ea variază în intervalul 0÷0.413 [MPa] [51]. Variația presiunii uleiului din instalație se

datorează faptului că pompa de ulei este acționată mecanic de către arborele cotit al motorului cu

ardere internă și turația de antrenare a acesteia este dependentă de turația de funcționare a

motorului. Figura 3.3 ilustrează variația presiunii din instalația de ungere a motorului cu ardere

28

internă în funcție de turația acestuia. După cum se poate observa în figura de mai jos, presiunea

optimă a uleiului este înregistrată din momentul în care turația motorului cu ardere internă

ajunge la valoarea de 2000 [rot/min].

Mecanismul de distribuție studiat are în componență și un element hidraulic, respectiv

pivotul hidraulic. Acest dispozitiv hidraulic utilizează presiunea uleiului din instalație pentru a

compensa jocul termic rezultat în timpul funcționării mecanismului de distribuție.

Figura 3.3: Diagrama de variație a presiunii din instalația de ungere în funcție de turația motorului cu

ardere internă [52]

Din acest motiv este necesar ca pentru o bună funcționare a mecanismului de distribuție

elementul hidraulic să fie alimentat corespunzător cu ulei, respectiv fluidul de lucru trebuie să

aibă presiunea necesară. Deoarece presiunea uleiului din instalația de ungere a motorului cu

ardere internă nu are o valoare constantă pe toată plaja de turație a acestuia, este necesară

studierea influenței acestui parametru asupra bunei funcționări a mecanismului de distribuție.

3.3. INFLUENȚA TEMPERATURII ULEIULUI DIN INSTALAȚIA DE

UNGERE ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A

CULBUTORULUI CU ROLĂ

Figura 3.4: Variația viscozității uleiul în funcție de temperatură

Temperatura reprezintă un factor cu influență majoră asupra bunei funcționări a sistemelor

hidraulice. Această influență se datorează în special modului de variație a viscozității fluidului de

lucru în funcție de temperatură. Viscozitatea prin definiție reprezintă rezistența depusă de fluid la

29

curgere. În cazul în care viscozitatea atinge valori ridicate frecările din circuitul hidraulic cresc

proporțional cu aceasta [53].

În Figura 3.4, este prezentată variația viscozității cinematice în funcție de temperatură

pentru diferite uleiuri utilizate pentru lubrifierea motorului cu ardere internă.

Aceste curbe au fost obținute cu ajutorul ecuației lui Andrade, care are următoarea

expresie:

T

BA 1ln

(3.2)

Această ecuație mai poate fi întâlnită și sub forma următoare:

T

B

eA (3.3)

unde:

μ – Viscozitatea cinematică [mm2/s];

A, A1, B – Coeficienți ce țin de natura fluidului;

T – Temperatura uleiului [°C] [54].

Coeficienții A, A1, B pot fi determinați dacă se cunoaște valoarea viscozității uleiului la

câteva temperaturi rezolvând un sistem de ecuații liniare.

Deoarece în timpul funcționării motorului cu ardere internă temperatura uleiului poate

varia într-un interval foarte larg, respectiv -20 ÷ 130 [°C], este necesară studierea influenței

temperaturii uleiului asupra bunei funcționări a mecanismului de distribuție, respectiv asupra

vibrației transversale a culbutorului cu rolă.

3.4. SENSUL DE ACȚIONARE AL CULBUTORULUI CU ROLĂ

Figura 3.5: Diferite configurații de mecanisme de distribuție cu acționare indirectă

Acționarea acestui mecanism de distribuție poate fi realizată în două moduri. Aceste

moduri de acționare depind de configurația chiulasei ținând seama că arborele de distribuție se

rotește într-un singur sens (Figura 3.5). În cazul mecanismului de distribuție prezentat în Figura

3.5 (b) se poate observa că arborii de distribuție acționează asupra culbutorilor cu rolă în același

mod și anume aceștia sunt împinși spre pivotul hidraulic. În Figura 3.5 (a) datorită amplasării în

oglindă a mecanismelor de acționare a supapelor de admisie și evacuare culbutorul din partea

dreaptă este tras spre axa supapei, iar cel din dreapta este împins spre elementul hidraulic.

3.5. ARCUL DE SUPAPĂ

În momentul în care arcul supapei nu mai este comprimat acesta se va destinde și se va

crea o undă de compresiune ce traversează arcul de la un cap la altul, înainte și înapoi.

30

Figura 3.6: Apariția fenomenului de ciocnire a spirelor [55]

Această undă de compresiune are un efect negativ și anume generarea fenomenului de

ciocnire a spirelor (Figura 3.6). Dacă această comprimare și destindere are loc cu o frecvență

asemănătoare cu frecvența naturală a arcului, acesta poate intra în rezonanță, lucru ce duce la

scoaterea acestuia din funcțiune.

Pentru un arc elicoidal, cu un capăt sprijinit de o suprafață plană și acționat la celălalt

după o lege de mișcare armonică, frecvența naturală se poate calcula cu următoarea formulă:

m

kf

2

1

(3.4)

unde:

k- coeficientul de rigiditate a arcului [N/m];

m- masa arcului [kg].

Coeficientul de rigiditate al arcului se poate calcula cu următoarea ecuație:

ND

dGk

3

4

8 (3.5)

unde:

G = modul de elasticitate transversal [N/m2];

d = diametrul spirei [m];

D – diametrul mediu al arcului [m];

N – numărul de spire active.

În concluzie, dacă arcul supapei nu este ales corespunzător, funcționarea anormală a

acestuia poate induce în mecanism vibrații care se transmit și la celelalte piese componente ale

mecanismului. Funcționarea anormală a mecanismului are ca rezultat uzura accentuată a pieselor

componente și în final scoaterea din funcțiune a acestuia [55-58].

3.6. FORMA PROFILULUI CAMEI

Cama este acea componentă a mecanismului de tip camă-tachet sau camă-culbutor, care

are rolul de a induce mișcarea în mecanism prin contact direct [59]. Mișcarea tachetului sau a

culbutorului este condiționată de forma camei, respectiv profilul acesteia, astfel utilizarea unei

came cu un profil necorespunzător poate induce în mecanism vibrații nedorite [60, 61].

Profilul camei este realizat pe baza unei legi de ridicări a supapei și a unei turații, aleasă în

funcție de frecvența de rezonanță a mecanismului de distribuție ce urmează a fi realizat [50].

În Figura 3.7 sunt prezentate 2 profile de camă utilizate în simularea unui mecanism de

distribuție, cu scopul evidențierii influenței profilului de camă asupra comportamentului

dinamic al mecanismului. În urma simulării au rezultat curbele din Figura 3.9 ce ilustrează

accelerația supapei în funcție de poziția unghiulară a arborelui de distribuție. Simulările au fost

realizate la turația de 5000 [rot/min] a arborelui de distribuție. După cum se poate observa în

Figura 3.9 amplitudinea accelerației pozitive a supapei în cazul camei A, este mai mare decât

31

cea rezultată în urma simulării cu varianta de camă B, însă la revenirea pe scaun a supapei,

aceasta are o valoare redusă, lucru dorit, deoarece la valori mari ale accelerației poate apărea

fenomenul de salt al supapei. În cazul apariției acestui fenomen, supapa transmite această

mișcare mai departe pieselor cu care se află în contact, respectiv culbutorul cu rolă.

Figura 3.7: Profilele celor 2 came utilizate în simulare [62]

În momentul în care mecanismul de distribuție ajunge să vibreze cu o frecvență apropiată

de cea naturală, legea de ridicare a supapei indusă de camă se modifică și supapa se va așeza cu

o viteză mai mare pe scaun, lucru ce va duce la producerea următoarelor efecte negative, cum

sunt: uzura talerului, a scaunului de supapă și a galeților. De asemenea, zgomotul în funcționare

va crește și vor apărea fenomene nedorite precum cel de extra pompare al pivotului hidraulic și

cel de salt al supapei.

Figura 3.9: Accelerația supapei rezultată din simularea celor 2 profile de camă [62]

Se poate observa că la turații ridicate valoarea acesteia poate depăși viteza limită, lucru ce

poate conduce la o funcționare defectuoasă a mecanismului de distribuție. Din acest motiv,

proiectarea rampelor camei trebuie să se realizeze cu o deosebită atenție.

32

3.7. INFLUENȚA JOCULUI DIN GHIDUL SUPAPEI

Figura 3.10: Jocul din ghidul supapei datorită toleranțelor de prelucrare

Acest joc poate varia în funcție de producătorul pieselor componente și a tipului de

supapă, respectiv dacă este de admisie sau de evacuare sau de regimul termic al motorului cu

ardere internă. În Tabelul 3.2 sunt prezentate valorile uzuale ale jocului, dintre supapă și ghid,

pentru supapa de admisie și cea de evacuare [63].

Diferențele între diametrele pieselor ce formează ansamblul pot avea ca rezultat

înclinarea supapei. Aceasta la rândul ei poate intra în contact cu ghidajele culbutorului și astfel

mișcarea laterală a supapei poate influența deplasarea transversală a culbutorului.

Tabelul 3.2: Valorile jocului din ghidul supapei în funcție de diametru și tipul supapei [63]

Diametru tijă

[mm]

Supapă de admisie

[μm]

Supapă de evacuare

[μm]

6÷7 10÷40 25÷55

8÷9 20÷50 35÷65

10÷12 40÷70 55÷85

3.8. DEZAXARE GHID SUPAPĂ-PIVOT HIDRAULIC

Deplasarea maximă datorată toleranțelor de prelucrare este de 0,4 [mm]. Datorită acestei

deplasări, culbutorul funcționează într-o poziție înclinată și astfel se poate induce o mișcare

transversală a acestuia.

Figura 3.11: Dezaxarea ce poate să apară între ghidul supapei și pivotul hidraulic

3.9. INFLUENȚA DISTANȚEI DINTRE GHIDAJELE CULBUTORULUI

CU ROLĂ

Figura 3.12: Ansamblul culbutor cu rolă-supapă

33

În funcție de varianta constructivă a mecanismului de distribuție jocul Δx dintre ghidajele

culbutorului cu rolă și tija supapei poate varia în intervalul 0,075÷0,2 [mm]. În cazul în care

acest joc are o valoare redusă în timpul funcționării mecanismului de distribuție mișcarea

transversală a supapei, datorată jocului dintre ghid și supapă, se poate transmite culbutorului prin

intermediul ghidajelor sale.

3.10. CONCLUZII

Unul dintre factorii cu o influență majoră asupra vibrației transversale a culbutorului cu

rolă este turația de antrenare a arborelui de distribuție. Dacă această atinge valori ridicate,

datorită fenomenului de rezonanță, poate modifica comportamentul dinamic al diferitelor piese

componente precum: arcul de supapă, culbutor cu rolă, arbore cu came inducându-se astfel în

sistem o serie de vibrații ce au un rol negativ asupra funcționării mecanismului de distribuție.

Datorită faptului că mecanismul cercetat are în componență și un element hidraulic s-a

considerat că modificarea parametrilor fluidului de lucru precum temperatura și presiunea

uleiului poate duce la o funcționare anormală a acestuia respectiv a mecanismului de distribuție.

De asemenea au fost identificați și alți factori de influentă precum: configurația arcului de

supapă, forma profilului de camă, valoarea jocului din ghidul supapei, dezaxarea dintre ghidul

supapei și pivotul culbutorului, etc..

În concluzie vibrația laterală a culbutorului poate fi influențată de o serie de factori, proporția

acestora putând fi determinată doar în urma unor cercetări teoretice și experimentale.

4. MODELAREA ȘI SIMULAREA VIRTUALĂ A VIBRAȚIEI

TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ

4.1. STUDIUL CINEMATIC AL MECANISMULUI DE DISTRIBUȚIE

STUDIAT

4.1.1. DETERMINAREA PROFILULUI DE CAMĂ

După determinarea parametrilor geometrici, ai mecanismului, profilul de cama se poate

realiza, pornind de la legea de ridicare a supapei. În Figura 4.1 este prezentată legea de ridicare

utilizată pentru determinarea profilului de camă, utilizat în simulări.

Figura 4.1: Legea de ridicare a supapei utilizată pentru determinarea profilului de camă

34

Profilul camei este realizat prin procedeul de inversiune a mișcării. Această metodă

presupune fixarea cinematică a camei și rotirea, în sens invers, a mecanismului în jurul centrului

de rotație a camei, astfel fiind determinate pozițiile succesive a centrului rolei.

Primul pas ce trebuie urmat pentru determinarea profilului de camă este acela de calcul al

unghiului realizat de către culbutor pe timpul unui ciclu complet. Acest unghi poate fi determinat

cunoscând legea de ridicare a supapei (Figura 4.1) și parametrii geometrici ai culbutorului.

4.1.2. SIMULAREA CINEMATICĂ A MECANISMULUI STUDIAT

Pentru a determina caracteristicile cinematice ale mecanismului, s-a realizat un model

virtual, reprezentat schematic în Figura 4.5. Acesta este realizat din 4 corpuri interconectate prin

intermediul cuplelor cinematice.

Figura 4.5: Schema cinematică utilizată pentru studiul mecanismului

Chiulasa reprezintă corpul suport și este fixată rigid de bază. Ea este interconectată

cinematic cu cele trei corpuri: cama, culbutorul și supapa. Culbutorul și cama sunt conectate

cinematic de chiulasă prin intermediul cuplelor de rotație, iar supapa prin intermediul unei cuple

de translație. Cupla de rotație dintre chiulasă și camă are atașat un driver (Aplicare Mișcare de

Rotație), acesta având rolul de control al deplasării unghiulare a camei în funcție de legea de

mișcare introdusă de utilizator.

Contactul dintre camă și rola culbutorului, respectiv cel dintre culbutor și tija supapei au

fost modelate utilizând constrângeri cinematice de tip ―curbă pe curbă‖.

Figura 4.6: Cinematica sistemului de distribuție studiat

35

Rezultatele simulării cinematice a mecanismului sunt prezentate în Figura 4.6. Valorile obținute

pentru viteză și accelerație sunt valori ce caracterizează mecanismele cu performanțe bune

[72, 73].

4.2 SIMULAREA DINAMICĂ A MECANISMULUI STUDIAT

Analiza dinamică a mecanismului studiat a fost realizată cu ajutorul soft-ului Virtual

Lab Motion. Acesta permite crearea de modele multi-corp ce pot simula cu acuratețe ridicată

comportamentul dinamic al diferitelor sisteme mecanice și nu numai.

Utilizatorul dispune pentru modelare de o listă vastă de elemente, ce include cuple

cinematice, constrângeri și elemente de forță, cum ar fi: forțe de contact, forțe de frecare și forțe

de amortizare. Modelele virtuale realizate cu soft-ul Virtual Lab Motion pot fi redefinite rapid

utilizând platforme CAD precum CATIA V5.

4.2.1. MODELUL MULTI - CORP AL MECANISMULUI STUDIAT

Figura 4.7: Schema simplificată a modelului virtual utilizat în simularea dinamică a mecanismului

cercetat [74-78]

36

În Figura 4.7 este prezentată schema simplificată a modelului virtual utilizat la simularea

mecanismului cercetat. Acesta este compus din 15 corpuri rigide și flexibile interconectate prin

cuple de rotație și translație sau prin elemente de tip ―Forță‖.

Corpurile modelului virtual care nu se află în mișcare au fost fixate față de bază prin

intermediul legăturilor cinematice rigide, astfel chiulasa, cilindrul pivotului hidraulic, scaunul și

ghidul supapei formează un corp comun [79-84].

Pentru a lua în considerare deformarea arborelui de distribuție, acesta a fost modelat ca și

un corp flexibil. Arborele de distribuție a fost conectat rigid față de chiulasă în 2 puncte, acestea

corespunzând ca și poziție cu zona lagărelor [85]. Cama este montată pe arborele de distribuție

prin intermediul unei cuple de rotație, controlată cinematic cu ajutorul unui driver de poziție

(Aplicare Mișcare de Rotație).

Legătura cinematică dintre camă și rola culbutorului a fost modelată cu ajutorul

contactului de tip ―Suprafață extrudată - Suprafață de revoluție‖. În cazul acestui tip de contact,

forța este calculată în funcție de adâncimea de penetrație dintre cele 2 suprafețe în contact.

Adâncimea de penetrație este dependentă de grosimea suprafețelor și de vitezele relative,

normale la suprafețele în contact. Forțele de frecare dintre cele 2 corpuri sunt calculate pe baza

vitezelor relative, tangențiale la suprafețele în contact. Proprietățile de rigiditate și amortizare ale

contactului sunt definite prin intermediul coeficienților de rigiditate, amortizare și a proprietăților

de material ale celor 2 suprafețe aflate în contact. Pentru a simplifica modelul virtual rulmentul

cu ace a fost modelat sub forma unei role cilindrice montată pe culbutor prin intermediul unei

cuple de rotație [86, 87].

Pivotul hidraulic a fost modelat ca și un ansamblu de 2 piese conectate prin intermediul

unei cuple de translație și a unui element de forță TSDA (TSDA engleza: TRANSLATIONAL

SPRING DAMPER ACTUATOR FORCE ELEMENT). Elementul TSDA introduce o forță între

2 corpuri, forță ce este definită prin intermediul coeficienților de rigiditate și amortizare

introduși de utilizator. De asemenea, pentru definirea completă a elementului TSDA, utilizatorul

trebuie să selecteze punctele de aplicație ale forței. Forța generată de elementul TSDA este

calculată cu ecuația (32)

.

tFLFLFFLcLkF AckA

(4.5)

Unde:

um LLL (4.6)

L - Deplasarea curentă a TSDA-ului [m];

Lm - Distanța curentă între cele 2 puncte ce definesc elementul TSDA [m];

Lu - Valoarea lungimii libere a elementului TSDA [m];

F - Forța aplicată între cele 2 corpuri [N];

k - Coeficientul de rigiditate [N/m];

c - Coeficientul de amortizare [N*s/m];

L -Viteza relativă a celor 2 puncte de aplicare a forței [m/s];

FA - Forța generată de elementul TSDA, mărime introdusă de utilizator [N];

Fk (L) - Forță ca și funcție de deplasare relativă [N];

Fc (

L ) - Forță ca și funcție de viteză relativă [N];

FA (t) - Forță ca și funcție de timp [N].

Cupla sferică în jurul căreia culbutorul cu rolă oscilează este formată din capătul superior

al pivotului hidraulic și zona de capăt a culbutorului. Pentru a simula cât mai real interacțiunea

dintre pivotul hidraulic și culbutorul cu rolă, contactul dintre aceste 2 piese a fost modelat cu

ajutorul contactului de tip ―CAD‖.

37

Figura 4.8: Contactul de tip “CAD”

Acest tip de contact permite modelarea și simularea contactului între corpuri rigide cu

geometrie arbitrară. După selectarea corpurilor rigide, al cărui contact urmează a fi studiat, soft-

ul împarte suprafețele celor 2 geometrii în elemente identice de formă triunghiulară (Figura 4.8).

Aceste elemente de formă triunghiulară pot fi parametrizate în funcție de cerințele utilizatorului.

În timpul simulării, solver-ul calculează poziția celor 2 corpuri și în funcție de aceasta și

de suprafețele împărțite în triunghiuri, acesta determină dacă corpurile sunt sau nu în contact. În

momentul în care corpurile sunt în contact, solver-ul calculează forțele de contact, pe baza

vitezei relative dintre corpuri și a adâncimii de penetrație. Pentru determinarea forțelor de

contact solver-ul ia în calcul și coeficienții de rigiditate și amortizare aleși de utilizator.

Figura 4.9: Forțele generate de un vertex încorporat

Astfel, forța de contact este obținută prin însumarea tuturor forțelor generate de fiecare

vertex încorporat, vertexul reprezentând punctul de intersecție al vârfurilor de triunghi utilizate

de soft pentru modelarea acestui tip de contact. Forța de contact totală se calculează cu

următoarea expresie:

Z

i

itotal FF1

(4.7)

Unde:

Z - Reprezintă numărul total de vertexi încorporați;

Fi - Forța datorată vertexului încorporat [N];

Forța datorată de vertexului încorporat se poate determina cu următoarea expresie:

contact

i

contact

i

triunghi

i

vertex

i

iF

F

F

FF

(4.8)

Unde:

Fivertex

- Forța aplicată vertexului încorporat [N];

Fitriunghi

- Forța aplicată triunghiului [N];

38

Ficontact

- Forța de contact generată de vertexul încorporat [N].

Aceasta este aplicată în mod egal și în direcții opuse atât triunghiului cât și vertexului

încorporat, după cum se poate observa în Figura 4.9.

Forța de contact generată de vertex are 2 componente, una normală și una tangențială.

itin

contact

i FFF ,,

(4.9)

Unde:

Fn,i – Componenta normală a forței de contact generată de vertexul încorporat [N];

Ft,i - Componenta tangențială a forței de contact generată de vertexul încorporat [N].

Componenta normală a forței de contact generată de vertexul încorporat rezultă din proprietățile

de rigiditate și amortizare ale contactului și se poate calcula cu următoarea expresie:

n0 g1 DMAX, gcstepgkF e

in

,),0,0,(max,

(4.10)

Unde:

n - Normala la triunghi;

k - Rigiditatea definită de utilizator [N/m];

g - Distanța de penetrație a vertexului în triunghi [m], Figura 4.8;

e - Exponent definit de utilizator;

c - Coeficientul de amortizare definit de utilizator [N*s/m];

),0,0,( 1 DMAX, gcstep - Reprezintă pasul unei funcții step cubică care are rolul de a crește

treptat factorul de amortizare de la valoarea 0 până la valoarea c, aleasă de utilizator, în același

timp în care se înregistrează creșterea adâncimii de penetrație de la 0 la valoarea maximă

DMAX.

g - Valoarea curentă a vitezei relative de penetrație;

DMAX – Reprezintă penetrația la care forța de amortizare este scalată pentru c *

g [m];

Componenta tangențială a forței de contact generată de vertexul încorporat este determinată cu

următoarea formulă:

nt v,v vfF dsdstnit ,,,, (4.11)

Unde:

fn - Reprezintă magnitudinea forței normale;

μ - O funcție ce definește coeficientul de frecare (Figura 4.10) în funcție de viteza de alunecare și

de 4 parametrii ce trebuie introduși de utilizator.

Figura 4.10: Variația coeficientului de frecare în funcție de viteza tangențială

39

nt - Reprezintă vectorul unitate pe direcția de vitezei de alunecare;

vt - Magnitudinea vitezei de alunecare;

vs - Pragul vitezei statice;

vd - Pragul vitezei cinetice;

μs – Frecare statică;

μd – Frecare cinetică.

Arcul de supapă este un element foarte important în construcția mecanismului de

distribuție. Din acest motiv este necesar ca modelarea acestuia să se realizeze cu o deosebită

atenție [88].

Modelarea arcului de supapă utilizând un element de tip TSDA poate duce la obținerea

unor rezultate cu o precizie scăzută datorită faptului că acest element nu ia în calcul efectul

maselor distribuite și a contactului dintre spire. Pentru a elimina acest inconvenient s-a optat

pentru utilizarea modului PDS (PDS engleza: POWERTRAIN DYNAMIC SIMULATOR).

Acest soft prin intermediul modulul Preprocesor Arcuri Elicoidale poate modela arcul de supapă

în 2 moduri, FIN sau BRUT. Modelul FIN este un model 3D complet flexibil realizat prin

asamblarea segmentelor de spiră ce sunt distribuite dea lungul axei mediane a arcului elicoidal.

Acest model utilizează pentru detectarea contactului dintre spirele arcului un algoritm sofisticat,

astfel rezultatele obținute în urma simulării au o precizie ridicată, dar cu dezavantajul că timpul

de simulare este mai mare decât în cazul utilizării unui element de tip TSDA. Modelul BRUT

este o reprezentare simplificată a modelului 3D flexibil, la care distribuția maselor și rigiditatea

neliniară a modelului sunt obținute prin simularea cvasi-statică a modelului FIN. Avantajele

acestui model sunt faptul că poate surprinde fenomenul de ciocnire al spirelor și timpul de

simulare este mult redus față de modelul FIN.

În Figura 4.11 este prezentată interfața de lucru cu soft-ul PDS - Preprocesor Arcuri

Elicoidale și parametrii ce pot fi introduși de către utilizator, respectiv: fișierul ce conține

coordonatele geometrice ale profilului elicoidal, lungimea liberă a arcului, diametrul exterior al

spirei, etc. [89]. De asemenea, pentru validarea arcului de supapă realizat cu ajutorul soft-ului

PDS a fost necesară determinarea caracteristicii elastice a arcului de supapă cercetat, după cum

se poate observa în Figura 4.12.

Figura 4.11: Interfața programului PDS - Preprocesor Arcuri Elicoidale

40

În modelul virtual al mecanismului de distribuție cercetat, arcul de supapă a fost conectat

față de chiulasă prin intermediul unei cuple de translație, controlată de un driver de poziție.

Acesta are rolul de a deplasa capătul inferior al arcului, realizându-se astfel precomprimarea

elementului elastic. La capătul superior al arcului a fost montată prin intermediul unei legături

nedemontabile spira inactivă.

Figura 4.12: Caracteristica elastică a arcului de supapă

Aceasta la rândul său este conectată prin intermediul contactului de tip ―CAD‖ de talerul

arcului (Figura 4.7). Galeții de fixare ai talerului de supapă sunt montați rigid împreună cu acesta

de tija supapei.

Supapa a fost modelată ca un ansamblu de 2 piese: tija și taler, între care există o mișcare

de translație. Elasticitatea supapei a fost luată în calcul intercalând între talerul și tija supapei un

element de tip TSDA. Contactul dintre supapă și scaunul său și dintre aceasta și culbutor a fost

modelat cu ajutorul contactului de tip CAD.

Figura 4.12: Contactul de tip “Sferă - Suprafață de revoluție”

Pentru modelarea contactului dintre culbutor și tija supapei s-a optat pentru utilizarea

contactului CAD deoarece tija supapei interacționează cu trei suprafețe diferite ale culbutorului

și astfel numărul de elemente de tip forța de contact necesare a fost redus de la 3 la 1 [90].

Ghidul de supapă este interconectat cu tija supapei prin intermediul unui contact de tip

―Sferă –Suprafață de revoluție‖. Pentru definirea acestui tip de contact este nevoie ca utilizatorul

trebuie să selecteze un punct, ce va fi centrul sferei și o suprafață de revoluție. Pe tija supapei au

fost construite 28 de puncte, câte 14 puncte in fiecare zonă de capăt a ghidului de supapă, după

cum se poate observa în Figura 4.13. Aceste puncte au fost plasate în așa fel încât tija supapei să

se afle în contact cu ghidul de supapă în minim 2 puncte, câte un punct în fiecare zonă de capăt a

ghidului de supapă.

41

Figura 4.13: Modelarea contactului dintre ghid și tija supapei

Forța de contact este calculată de solver-ul soft-ului la fel ca și în cazul contactului de tip

―Suprafață extrudată - Suprafață de revoluție‖ în funcție de adâncimea de penetrație [91].

4.2.2. MODELAREA PIESELOR COMPONENTE ALE MECANISMULUI

CERCETAT

Primul pas în definirea modelului CAD, al mecanismului studiat, a constat în măsurarea

parametrilor geometrici, a pieselor componente și determinarea maselor acestora.

Cu ajutorul parametrilor geometrici obținuți prin măsurare a fost realizat modelul CAD al

mecanismului, iar după modelare, fiecărei componente a mecanismului, i s-a atribuit un material,

ca în final acestea să aibă aceleași mase ca și componentele reale. În tabelul de mai jos sunt

prezentate masele componentelor mecanismului cercetat, determinate prin cântărire.

Tabelul 4.1: Masele pieselor componente ale mecanismului cercetat

Piesă Masa [g]

Supapă evacuare 37,183

Ansamblu culbutor 41,683

Taler arc 4,996

Galeți 1,004

Ansamblu pivot hidraulic 19,728

Culbutorul cu rolă, având o configurație complexă, a fost modelat cu ajutorul tehnologiei

de scanare 3D (Figura 4.14).

Figura 4.14: Culbutor realizat prin scanare 3D

4.2.3. DETERMINAREA COEFICIENȚILOR DE RIGIDITATE

Pentru a determina rigiditățile pieselor componente, ale mecanismului cercetat, s-a

utilizat soft-ul CATIA V5.

42

Figura 4.15: Deformarea maximă a tijei supapei în cazul solicitării cu o forță F=500 [N]

Pieselor analizate li s-au aplicat condiții limită iar apoi au fost supuse la solicitări de

deformare [92, 93]. Deformările rezultate în urma analizei cu element finit au fost utilizate

pentru determinarea coeficienților de rigiditate, cu următoarea formulă:

x

Fk

(4.12)

Unde:

k – Coeficientul de rigiditate [N/m];

F - Încărcarea aplicată piesei analizate [N];

x – Deplasarea rezultată în urma solicitării cu forța F [m].

Coeficienții de amortizare s-au determinat presupunând că aceștia reprezintă 3% din amortizarea

critică. Considerând masele m1 și m2, conectate prin intermediul unui element elastic și a unui

amortizor, ecuația deplasării relative X între cele 2 mase are următoarea formă:

021

21

21

21

Xmm

mmkX

mm

mmcX

(4.13)

Atunci raportul de amortizare se poate determina cu următoarea expresie:

21

21

2 mmk

mmc

(4.14)

Egalând ecuația (41) cu 1 se poate determina amortizarea critică c0:

21

210 2

mm

mmkc

(4.15)

43

Tabelul 4.2: Coeficienții de rigiditate și amortizare utilizați la definirea contactelor [93]

Element

Coeficient de

rigiditate

[N/m]

Coeficient de

amortizare

[N*s/m]

Contact CAD: HLA - Culbutor 5.2*10

7 110

Contact Suprafață extrudată -

Suprafață de revoluție: Camă - Rolă culbutor 8*10

7 200

Contact CAD: Spiră inactivă - Taler arc 3*107 50

Contact CAD: Scaun supapă - Taler supapă 1.3*107 635

Contact CAD: Culbutor – Tija supapă 5*107 100

Contact Sferă - Suprafață de revoluție 7*107 90

4.3. VALIDARE MODEL VIRTUAL

Validarea modelului virtual s-a realizat prin compararea accelerației supapei măsurată pe

cale experimentală cu cea obținută pe cale virtuală. În Figurile 4.16÷4.18 este prezentată această

comparație în intervalul de turație 500÷1500 [rpm].

Figura 4.16: Comparație între accelerația supapei măsurată pe cale experimentală și cea obținută pe

cale virtuală la turația arborelui cu came de 500 [rpm]

După cum se poate observa în aceste figuri, diferența între accelerația supapei măsurată

pe cale experimentală și cea obținută pe cale virtuală se încadrează în limitele admise, astfel

modelul virtual se poate considera că fiind valid [94].

44

Figura 4.18: Comparație între accelerația supapei măsurată pe cale experimentală și cea obținută pe

cale virtuală la turația arborelui cu came de 1500 [rpm]

4.4. STUDIUL INFLUENȚEI TURAȚIEI ASUPRA VIBRAȚIEI

TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ

Figura 4.19: Variația deplasării laterale a culbutorului în funcție de turația de antrenare a arborelui de

distribuție (virtual)

Pentru a determina influența turației arborelui de distribuție asupra vibrației transversale a

culbutorului cu rolă au fost realizate simulări în intervalul de turație 350÷1500 [rpm].

Deplasările laterale ale culbutorului cu rolă înregistrate pe plaja de turație menționată mai sus au

fost centralizate și prezentate sub formă grafică în Figura 4.19. După cum se poate observa în

această figură, majorarea turației de antrenare a arborelui de distribuție are ca efect amplificarea

deplasării laterale a culbutorului cu rolă, ea având o creștere de maximum 40%, la turația

maximă considerată de 1500 [rot/min]. Cauza principală ce are ca efect majorarea deplasării

laterale a culbutorului cu rolă este reprezentată de amplificarea forțelor de inerție, datorită

creșterii turației de antrenare a arborelui de distribuție, forțe ce au tendința de a destabiliza

funcționarea mecanismului de distribuție.

În concluzie, se poate afirma că turația arborelui de distribuție are o influență majoră

asupra vibrației laterale a culbutorului cu rolă.

45

4.5. STUDIUL INFLUENȚEI JOCULUI DIN GHIDUL SUPAPEI ASUPRA

VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ

Figura 4.20: Variația deplasării laterale a culbutorului în funcție de mărimea jocului din ghidul supapei

(virtual)

Un alt factor important ce poate influența vibrația laterală a culbutorului cu rolă este

valoarea jocului din ghidul supapei. Acest parametru constructiv poate varia în cazul supapelor

cu diametrul între 6÷7 în intervalul 22-55 [μm] [63]. Pentru studiul acestei influențe s-au ales 3

valori posibile ale jocului din ghidul supapei și anume: 25,30 și 35 [mm], restul parametrilor

rămânând constanți. De asemenea, simulările au fost realizate pe o plajă de turație a arborelui de

distribuție cuprinsă între valorile 350÷1500 [rpm].

Rezultatele obținute în urma simulărilor au arătat că odată cu majorarea jocului din ghidul

supapei valoarea deplasării laterale a culbutorului are un trend ascendent, creșterea acesteia

realizându-se cu o proporție relativ redusă (Figura 4.20).

4.6. STUDIUL INFLUENȚEI ARCULUI DE SUPAPĂ ASUPRA

VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ

Pentru studiul influenței tipului de arc de supapă asupra vibrației transversale a

culbutorului s-au utilizat 3 arcuri, modelate flexibil, cu rigidități diferite.

Figura 4.21: Variația deplasării laterale a culbutorului în funcție de tipul arcului de supapă (virtual)

46

În Figura 4.21 sunt prezentate curbele deplasării laterale a culbutorului cu rolă în funcție

de turația de antrenare a arborelui de distribuție pentru diferite rigidități ale arcului de supapă. Se

poate observa că la turații mici deplasarea laterală a culbutorului are valori reduse, amplitudinea

acestora majorându-se odată cu mărirea pragului de turație a arborului de distribuție. De

asemenea, deplasarea laterală a culbutorului cu rolă are o tendință crescătoare odată cu creșterea

valorii rigidității arcului de supapă. Valorile deplasării laterale a culbutorului înregistrate în

cadrul acestor simulări nu au fost semnificative, deoarece nu au fost realizate la turații ridicate

ale arborelui de distribuție, caz în care comportamentul culbutorului cu rolă este influențat major

de fenomenul de rezonanță a arcului de supapă.

În concluzie, majorarea rigidității arcului de supapă are ca efect amplificarea deplasării

laterale a culbutorului cu rolă.

4.7. CONCLUZII

Pentru studiul teoretic al factorilor cu o influență asupra vibrației transversale a

culbutorului cu rolă a fost realizat un model virtual multi corp, ce constă în 15 corpuri rigide și

flexibile interconectate între ele prin cuple de rotație și translație sau prin elemente de tip

―Forță‖. Cu ajutorul acestui model a fost simulată influența următorilor factori: turația de

antrenare a arborelui de distribuție, jocul din ghidul supapei și rigiditatea arcului de supapă.

În urma simulărilor efectuate a rezultat faptul că cea mai mare influență asupra vibrației

transversale o are turația arborelui de distribuție, având ca efect amplificarea deplasării laterale a

culbutorului cu rolă cu 40%, valoarea maximă înregistrându-se la turația maximă de 1500

[rot/min].

De asemenea, vibrația transversală a culbutorului cu rolă este influențată și de parametrii precum

jocul din ghidul supapei sau tipul arcului de supapă dar într-o proporție mai redusă decât în cazul

turației de antrenare a arborelui de distribuție.

5. METODICA ȘI ECHIPAMENTELE UTILIZATE PENTRU

CERCETAREA EXPERIMENTALĂ A VIBRAȚIEI

TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ

5.1. STRUCTURA STANDULUI DE ÎNCERCĂRI EXPERIMENTALE

Figura 5.1: Structura standului de încercări experimentale

47

Standul de încercări experimentale este format dintr-un cadrul metalic pe care sunt

amplasate o serie de sisteme și instalații precum: chiulasa (mecanismul de distribuție studiat),

sistemul de antrenare al chiulasei (motor electric + transmisie cu lanț) și instalația hidraulică

(rezervor + pompă hidraulică + filtre + conducte ). De asemenea, acesta este prevăzut cu o

instalație electrică care este încorporată în panoul de control și care are rolul de a alimenta cu

energie electrică consumatori precum motoare electrice trifazate, încălzitoare de ulei, etc. Pentru

a ușura deplasarea standului de încercări în caz de nevoie, acesta a fost prevăzut cu 4 roți

detașabile, roți ce au fost îndepărtate pe durata testelor, cadrul metalic fiind fixat rigid de sol.

5.1.2. SISTEMUL DE ANTRENARE AL CHIULASEI

Mecanismul de distribuție studiat este antrenat prin intermediul unui motor electric

asincron trifazat. Acesta transmite cuplul necesar deplasării unghiulare a mecanismului prin

intermediul unei transmisii cu lanț. Pentru a reproduce cât mai exact condițiile de funcționare

ale mecanismului, pentru antrenarea mecanismului, s-a utilizat o transmisie cu lanț.

Tensionarea lanțului s-a realizat cu un dispozitiv ce constă din doi suporți metalici, care

au rol de susținere și ghidare a patinei, o patină și sistem de pretensionare. În timpul funcționarii

transmisiei cu lanț patina este acționată la capătul liber de o tijă comandată elastic prin

intermediul unui arc elicoidal.

Figura 5.3: Transmisia mecanică utilizată la antrenarea arborelui de distribuție

Nivelul de pretensionare se poate regla prin deplasarea pe direcție verticală, prin

înșurubarea sau deșurubarea suportului arcului, după cum se poate observa în detaliul

din Figura 5.3.

Deoarece funcționarea defazorului nu constituie studiul tezei de doctorat, acesta a fost

dezactivat, comportându-se ca o roată dințată unitară.

5.1.3. INSTALAȚIA HIDRAULICĂ A STANDULUI DE ÎNCERCĂRI

EXPERIMENTALE

Instalația hidraulică ce deservește standul de încercări experimentale are două funcții

principale. Prima funcție a acestei instalații este aceea de alimentare cu un debit suficient de ulei

a elemențiilor hidraulici asigurând astfel buna funcționare a acestora. Pivoții hidraulici au rolul

de a compensa jocul termic al mecanismului. Cea de a doua funcție îndeplinită de instalația

hidraulică este aceea de lubrifiere a pieselor componentelor în mișcare.

În Figura 5.4 este prezentată schema simplificată a instalației hidraulice a standului de

încercări.

48

Uleiul este aspirat din rezervorul (1), de către pompa cu roți dințate (2) și este refulat în

instalație. Pompa de ulei este antrenată mecanic de un motor electric asincron (10), prin

intermediul unui cuplaj flexibil. Presiunea din instalație este monitorizată prin intermediul

manometrelor cu tub Bourdon (3,7). Manometrul (3) este poziționat după pompă, pentru a

măsura presiunea uleiului la ieșirea din aceasta. Ansamblul format din manometrul (7), supapa

hidraulică (4) și robinetul (6) este utilizat pentru reglarea presiunii uleiului din chiulasa de

încercări. Supapa hidraulică (4) realizează un reglaj grosier al presiuni uleiului din instalație.

Reglajul fin al presiunii de ulei este obținut cu ajutorul robinetului (6). Pentru a împiedica

impuritățile să ajungă în interiorul chiulasei, între supapa hidraulică (4) și robinetul (6) a fost

plasat filtrul (5). Supapa hidraulică (4) reglează presiunea din instalație în intervalul 2÷5 [bar].

În continuare, uleiul este pompat în chiulasa (8) unde acesta este distribuit prin

canalizația internă la elemenții hidraulici și la lagărele de alunecare ale acesteia.

Uleiul scurs din lagărele de alunecare și din elemenții hidraulici este colectat și

transportat înapoi în rezervor, prin intermediul unei conducte de joasă presiune, ce este

simbolizată în Figura 5.4 printr-o line discontinuă.

Pentru a modifica proprietățile uleiului, respectiv temperatura și implicit viscozitatea

acestuia, instalația hidraulică a fost echipată cu încălzitorul electric (9).

Figura 5.4: Schema simplificată a instalației hidraulice a standului de încercări experimentale [95]

5.1.3.1. Rezervorul de ulei

Rezervorul unității hidraulice este realizat din 5 bucăți, din tablă de oțel, groasă de 3

[mm], ce au fost asamblate prin sudare. În partea inferioară, rezervorul a fost prevăzut cu 4

distanțiere de oțel, cu rol de prindere. Capacul este realizat de asemenea tot din tablă de oțel,

groasă de 8 [mm]. Pe acesta este dispus suportul motorului electric, ce antrenează pompa de ulei,

de asemenea sunt prevăzute orificii și găuri de prindere a diferitelor componente ale sistemului

hidraulic.

Tot de capacul rezervorului sunt prinse, prin sudare, mufe pentru montarea supapei de

reglare a presiunii, a sorbului și a țevii de retur.

Prinderea capacului de rezervor se face cu ajutorul a 18 șuruburi M10. Volumul total al

rezervorului este de 24 [litri].

49

Figura 5.5: Rezervorul de ulei al standului de încercări experimentale

5.1.3.2. Pompa de ulei

Pentru a asigura debitul necesar de ulei s-a ales utilizarea unei pompe externe, cu roți

dințate. Pompa este antrenată de un motor electric, cu puterea de 1.1 [kW] și turația maximă de

1410 [rot/min].

Aceasta (Figura 5.6) are în componență o pereche de roți dințate (1), care sunt montate

în carcasa (3), prin intermediul a 4 rulmenți (2). Rulmenții sunt dotați cu elemente de amortizare

(6) a forțelor ce iau naștere în aceștia. Prinderea pe motorul electric se realizează prin

intermediul flanșei (4).

Figura 5.6: Secțiune prin pompa de ulei [96]

La celălalt capăt al carcasei este montat capacul (8). Mișcarea, furnizată de motorul

electric, este transmisă roții dințate prin intermediul arborelui pompei (7). Etanșarea acestuia față

de carcasă se realizează prin intermediul presetupei (5).

5.1.3.5. Supapă de reglare a presiunii

Figura 5.12: Supapă de reglare a presiunii [99]

50

Supapa de reglare a presiunii are rolul de a menține presiunea din instalația de ungere, la

o valoare aproximativ constantă stabilită de utilizator. Modelul utilizat în această instalație este

realizat de firma Rexroth, din grupul Bosch și are următorul indicativ: DBDH 8 G13/25V [99].

5.1.4. INSTALAȚIA ELECTRICĂ A STANDULUI DE ÎNCERCĂRI

EXPERIMENTALE

Instalația electrică a standului de încercări trebuie să asigure alimentarea cu curent a

diferitelor subansamble din sistem și să le protejeze în cazul unei defecțiuni la instalație cum ar fi

o supra sarcină sau un scurtcircuit.

Figura 5.14: Instalația electrică a standului de încercări

Aceasta a fost proiectată să furnizeze necesarul energetic pentru cele 3 circuite

deservite, respectiv pentru alimentarea celor 2 motoare electrice și a încălzitorului de ulei.

5.1.4.1. Circuitul electric al motorului ce antrenează arborele de distribuție

Comanda motorului electric trifazat ce antrenează arborele de distribuție este realizată

prin intermediul unui circuit de automenținere. Acest circuit cuprinde următoarele componente:

butonul S4 normal deschis; butonul S3 normal închis; contactorul cu contactele KR2 și lampa de

prezență H2.

51

La acționarea butonului de comandă S4 circuitul de alimentare al bobinei contactorului se

va închide. Odată cu închiderea acestui circuit se vor închide și contactele contactorului KR2,

lucru ce va permite trecerea curentului electric spre convertorul de frecvență. Lampa de prezență

H2 are rolul de a semnaliza deschiderea sau închiderea contactelor contactorului. În momentul

închiderii contactelor KR2, bobina contactorului va fi alimentată cu curent doar prin aceste

contacte. În cazul în care se dorește întreruperea circuitului de alimentare al convertorului de

frecvență este necesară doar acționarea butonului, normal închis, S3. Pentru a proteja convertorul

de frecvență și motorul electric în caz de scurtcircuit a fost necesară montarea siguranțelor

automate F3. Releul termic F4 are rolul de a proteja motorul electric în caz de suprasarcină.

Modificarea turației motorului electric asincron trifazat ce antrenează arborele de

distribuție s-a realizat cu ajutorul convertorului de frecvență FDH-G 1085. Convertorul de

frecvență este un dispozitiv care generează o tensiune electrică alternativă de frecvență variabilă.

Figura 5.19: Panoul frontal al convertorului de frecvență FDH-G 1085

Avantajele folosirii acestui dispozitiv sunt multiple, printre care, pe lângă ușurința

modificării turației mașinii electrice, reducerea cantității de curent absorbită la pornirea directă a

motorului electric. Cantitatea de curent consumată la pornirea directă a unei mașini electrice

poate ajunge până la de 4 ori valoarea curentului nominal.[104]

Convertorul de frecvență are în componență 3 părți principale: un redresor, un filtru

capacitiv și un invertor. Invertorul este un dispozitiv electric ce permite transformarea curentului

continuu în curent alternativ. Această transformare se execută cu ajutorul unor dispozitive

semiconductoare (tranzistoare) controlate de un microprocesor având la bază metoda modulării

în lățime a impulsurilor (PWM- Pulse Width Modulation).

Pentru a păstra constantă valoarea cuplului dezvoltat de mașina electrică, convertorul de

frecvență modifică în același timp valoarea frecvenței și a tensiunii curentului de alimentare.

În principiu, convertorul de frecvență redresează curentul alternativ absorbit de la rețea, îi

modifică caracteristicile, respectiv frecvența și tensiunea, iar în final acesta este convertit în

curent alternativ cu ajutorul invertorului.

52

Tabelul 5.3: Caracteristicile Convertorului de frecvență FDH-G 1085 [105]

Tensiune de alimentare 3-faze 380÷460 [V] AC

Metoda de control a invertorului Metoda de control V/F. Control sinusoidal PWM

de frecvență înaltă

Timp Accelerare/Decelerare

Dispune de reglaj individual:

Accelerare/Decelerare liniară: 0,1~2999,9 [s]

Accelerare/Decelerare neliniară: 0,1~230 [s]

Gama frecvenței de ieșire 1 la 144 [Hz]

Semnal de reglare al frecvenței

Control local sau extern: Panou de operare,

interfață.

Caracteristici tensiune/frecvență Dispune de 32 caracteristici implicite

Rezervă Cuplu Dispune de reglaj manual

Temperatura și umiditatea ambientală

-10 ~ 50 [°C]

20~ 90 [%] RH sau mai puțin (fără condens)

Protecție IP00

Motorul electric de antrenare are o putere de 4 [kW] și este un motor de uz general, ce

poate fi utilizat în condiții climatice normale, respectiv: temperatura mediului ambiant -16°C ÷

40°C, altitudine până la 1000 [m], presiune atmosferică 1050 [mbar], umiditate relativă 60% ÷

90% la 20°C. Caracteristicile tehnice ale motorului sunt prezentate în tabelul de mai jos.

Tabelul 5.4: Caracteristicile motorului electric MA-AL 112M [106]

Gabarit

Putere Valori nominale Conectare directă

J

[Kg *m2]

Masa

netă

[kg] [KW] [HP] [Rot/min]

Curent

(400V)

[A]

η

[%] Cos ɸ Ip/In Mp/Mn Mm/Mn

112M 4 5.5 2850 8.41 83.5 0.825 8 2.5 2.8„ 0.00395 26

Figura 5.20: Motorul electric utilizat pentru antrenarea chiulasei [106]

53

5.1.4.3. Circuitul electric al încălzitorului de ulei

Pentru a modifica proprietățile fluidului de lucru, respectiv a uleiului, standul de

încercări experimentale este echipat cu un încălzitor electric. Acesta dispune de un termostat care

asigură menținerea unei temperaturi aproximativ constantă, în baia de ulei a agregatului

hidraulic. Circuitul electric al încălzitorului de ulei este format din siguranțele automate F5,

releul K1 și rezistorul electric R1.

Figura 5.22: Încălzitor OThG2 HELIOS [108]

Datele tehnice ale încălzitorului de ulei sunt prezentate în Tabelul 5.6.

Tabelul 5.6: Caracteristicile încălzitorului OThG2 HELIOS [108]

Cod

Lungime

aproximativă

[mm]

Putere

aproximativă

[W]

Tensiune

alimentare

[U]

Termostatat

0301 0031 500 750 220 Da

5.2. ACHIZIȚIA DATELOR

Sistemul de măsurare utilizat este compus din două părți distincte: un sistem ce are rol

de a monitoriza temperatura și presiunea fluidului din instalația hidraulică și cel de al doilea

sistem utilizat pentru măsurarea accelerației transversale a culbutorului.

5.2.1. SISTEMUL DE ACHIZIȚIE UTILIZAT PENTRU MONITORIZAREA

PRESIUNII ȘI TEMPERATURII ULEIULUI DIN INSTALAȚIA DE

UNGERE

Figura 5.24: Sistemul de achiziție utilizat pentru monitorizarea presiunii și temperaturii[110]

54

Monitorizarea temperaturii și a presiunii uleiului din instalația hidraulică s-a realizat cu

ajutorul unui sistem compus din placa de achiziție Spider Mobile, senzorul de temperatură PT

100 și senzorul de presiune KELLER PR-11.

Sistemul de achiziție SPIDER Mobile poate fi utilizat pentru măsurarea următoarelor

mărimi: forță, presiune, temperatură, frecvență. El dispune de module de condiționare a

semnalului pe fiecare din cele 8 canale și este conectat la un calculator portabil prin intermediul

portului de imprimantă, printr-o interfață RS232, ceea ce îl face ușor de utilizat. Fiecare canal

dispune de un convertor analog-digital, lucru ce permite alegerea unei rate de eșantionare de

maxim 9600 [eșantioane/s]. De asemenea, aceste convertoare analog digitale sunt sincronizate

pentru a asigura achiziția simultană pe toate canalele.

5.2.1.1. Senzorul de presiune

Senzorul utilizat pentru măsurarea presiunii din instalația de ungere este de tip

piezorezistiv și este produs de firma KELLER. Efectul piezorezistiv constă în modificarea

rezistenței electrice a unui material semiconductor atunci când este solicitat mecanic [111].

Senzorul împreună cu rezistorul de compensare sunt montați într-o carcasă metalică, realizată din

oțel inoxidabil [112]. La acest tip de senzor, elementul semiconductor nu este montat în contact

cu carcasa și astfel solicitările mecanice aplicate acesteia nu au influență asupra măsurării.

Figura 5.25: Senzorul piezorezistiv KELLER PR-11 [112]

În Tabelul 5.7 sunt prezentate valorile semnalului generat de senzor, în funcție de

presiunea măsurată și informații referitoare la sensibilitate, histerezis și repetabilitate.

Tabelul 5.7: Caracteristicile senzorului KELLER PR-11 [112]

KELLER

PR-11 Plajă valori

Presiune 0,1 0,2 0,5 1 2 5 10 20 [bar]

Semnal de

ieșire

nominal

20 35 60 100 175 175 175 175 [mV]

Liniaritate,

Histerezis,

Repetabilitate

< 0,5 %FS (0,1 to 0,2 % FS pentru semnal slab)

Figura 5.26: Dimensiunile de gabarit și schema de conectare electrică

a senzorului KELLER PR-11 [112]

55

Conectarea senzorului de presiune cu placa de achiziție se realizează după schema

prezentată în Figura 5.26. Montarea senzorului pe rampa de alimentare cu ulei este realizată prin

intermediul unui racord prevăzut cu o gaură filetată, G ¼‖.

5.2.1.2. Senzorul de temperatură

Temperatura uleiului din instalația hidraulică a fost monitorizată cu ajutorul unei

termorezistențe Pt100. Măsurarea temperaturii se realizează prin corelarea acesteia cu rezistența

electrică a elementului de detecție. Acesta este realizat dintr-un fir subțire de platină înfășurat pe

un suport ceramic sau din sticlă. De obicei elementul de detecție este foarte fragil și de aceea,

pentru protecție, este plasat într-o teacă metalică realizată din oțel inoxidabil.

Termorezistențele sunt realizate din platină deoarece aceasta se prelucrează ușor și este

stabilă din punct de vedere chimic și fizic pe o plajă largă de temperaturi în diverse medii

[113, 114].

Figura 5.27: Termorezistența Pt100 [116]

5.2.2. SISTEMUL DE ACHIZIȚIE UTILIZAT PENTRU MĂSURAREA

VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ

Sistemul de achiziție este format din 3 accelerometre, un encoder, un amplificator de

semnal și un calculator, pe care a fost instalat soft-ul LABVIEW 2010 (Figura 5.29).

Accelerometrele au fost plasate în felul următor: un accelerometru pe supapă (PCB

353B18), cel de al doilea pe culbutor (PCB 353B18) iar al treilea pe chiulasă (PCB 338M12)

[117].

Figura 5.28: Modul de amplasare al accelerometrului pe culbutorul cu rolă

56

Traductorul de accelerație montat pe supapă a avut rolul de a determina accelerația

supapei, respectiv legea de deplasare a supapei, informații ce au fost necesare la realizarea

modelului virtual al mecanismului cercetat [118]. Pentru a diminua erorile de măsurare datorate

vibrației standului de încercări a fost necesară montarea celui de al treilea accelerometru pe

chiulasă, pe aceeași direcție cu cel amplasat pe culbutor.

Alegerea traductoarelor de accelerație s-a realizat în funcție de valoarea maximă a mărimii

măsurate, temperatura maximă a mediului de lucru și masa acestora, ea trebuind să nu

depășească maxim 10% , din masa dinamică a obiectului pe care sunt montate [119].

Fig

ura

5.2

9:

Sch

ema

sim

pli

fica

tă a

sis

tem

ulu

i de

ach

iziț

ie u

tili

zat

pen

tru m

ăsu

rare

a a

ccel

erați

ei t

ransv

ersa

le a

culb

uto

rulu

i cu

rolă

57

În tabelele de mai jos sunt prezentate caracteristicile tehnice ale accelerometrelor utilizate

în cercetarea experimentală.

Figura 5.30: Traductorii de accelerație utilizați în activitatea experimentală

Tabelul 5.9: Caracteristicile tehnice ale traductorului de accelerație PCB 338M12[120]

Tabelul 5.10: Caracteristicile tehnice ale traductorului de accelerație PCB 353B18 [121]

Principiul de funcționare al traductorului de accelerație, respectiv al accelerometrului, se

bazează pe proprietatea unor materiale cristaline de a genera sarcini electrice atunci când sunt

solicitate mecanic. Sarcina electrică generată de materialul cristalin este proporţională cu

solicitarea mecanică. Această sarcină este de ordinul pico coulombilor și are o impedanță ridicată

[122]. Pentru ca semnalul generat de accelerometru să poată fi procesat de echipamentul de

achiziție este necesară intercalarea unui amplificator de semnal între accelerometru și placa de

achiziție.

Figura 5.31: Amplificatorul de Semnal PCB Piezotronics F483B07

Performanță Sistemul anglo-saxon de unități

de măsură

Sistemul internațional de unități de

măsură

Sensibilitate 100.4 [mV/g] 10.23[mV/(m/s2)]

Domeniul de

măsură ± 50 [g] ± 490.5 [mV/(m/s2)]

Frecvență de

rezonanță ≥ 13[kHz] ≥ 13[kHz]

Rezoluția 0.002 [g rms] 0.02[ m/s² rms]

Constanta de

timp 0.5 to 3.0 [sec] 0.5 to 3.0 [sec]

Performanță Sistemul anglo-saxon de

unități de măsură

Sistemul internațional de

unități de măsură

Sensibilitate 10 [mV/g] 1.02[mV/(m/s2)]

Domeniul de măsură ± 500 [g] ± 4905 [mV/(m/s2)]

Masă 0.06[oz] 1.8 [gm]

Frecvență de rezonanță ≥ 70[kHz] ≥ 70[kHz]

Rezoluția (1 to 10,000 Hz) 0.005 [g rms] 0.05[ m/s² rms]

Constanta de timp 0.5 to 2.0 [sec] 0.5 to 2.0 [sec]

Domeniul de temperatură -65 to +250 [°F] -54 to +121 [°C]

58

Amplificatorul de semnal utilizat este de tip PCB-Piezotronics și este prevăzut cu 12

canale de măsurare, fiecare din acestea având reglaj separat. Caracteristicile acestui amplificator

sunt prezentate în tabelul de mai jos.

Tabelul 5.11: Caracteristicile tehnice ale Amplificatorului de Semnal PCB Piezotronics F483B07 [120]

Pentru a reprezenta datele măsurate în funcție de poziția unghiulară a arborelui de

distribuție, respectiv pentru determinarea vitezei unghiulare a acestuia, a fost necesară utilizarea

unui encoder. Encoderul AVL 365 C01 generează impulsurile electrice necesare determinării

poziției unghiulare a arborelui de distribuție cu ajutorul unui disc și a unor senzori fotoelectrici.

Discul este prevăzut cu o serie de marcaje care au rolul de a reflecta sau nu lumina generată de

un foto emitor spre un foto receptor, impulsurile electrice astfel generate având forma precum

cele din Figura 5.32.

Acest tip de encoder este des întâlnit în lanțul de măsurare, ce echipează standul de probe

al motorului cu ardere internă, datorită preciziei ridicate, indiferent de condițiile de exploatare.

Informația referitoare la poziția unghiulară a arborelui de distribuție este transmisă prin

intermediul impulsurilor de lumină de la encoder la convertorul 3064Z05 [124]. Acesta are rolul

de a transforma impulsurile de lumină în impulsuri electrice, acestea din urmă fiind înregistrate

de placa de achiziție.

Figura 5.32: Disc cu marcaje utilizat la generarea impulsurilor electrice [123]

Date tehnice Unități de măsură

Număr de canale 12

Domeniul de amplificare 0÷100

Ajustare amplificare 0÷10

Multiplicator de amplificare în 3 trepte 0,1; 1,0; 10.

Precizia amplificării 1%

Răspuns frecvenţă joasă (-5%) 0,3 ± 0,015 [Hz]

Răspuns frecvenţă înaltă (-5%) Xl 150 ±1,5 [kHz]

Xl0 150 ±1,5 [kHz]

Xl00 100 ±1 [kHz]

Constanta de timp pentru cuplare 2 ±0,1 [s]

Curent excitare traductor 2÷20 [mA]

Voltajul la ieșire ± 10 [V]

Intensitate curent la ieșire ± 1 [mA]

Impedanță la ieșire 50±10 Ω

Zgomot electric la ieșire, multiplicare X1 0,7±0,1[mV]

X10 3±0,5[mV]

X100 20±2[mV]

59

Figura 5.33: Amsamblu Encoder

Colectarea datelor s-a realizat cu ajutorul plăcii de achiziție NI USB 6218. Această placă

se conectează la calculator prin intermediul interfeței USB, ea dispunând de: până la 32 de intrări

analogice (16 [biți], 250 [kS/s]), 2 ieșiri analogice (16 [biți], 250 [kS/s]), 8 intrări digitale, 8 ieșiri

digitale și 2 contoare de 80 [MHz] pe 32 [biți].

Figura 5.34: Placa de achiziție NI USB-6218 [125]

Tabelul 5.12: Caracteristicile tehnice ale plăcii de achiziție NI USB 6218 [125]

LabView este un mediu de programare grafică, care permite realizarea unor instrumente

virtuale pentru măsurare, testare, monitorizarea proceselor, cercetare științifică, achiziție de date

și multe altele [127]. Împreună cu traductoarele și placa de achiziție, LabView-ul permite

măsurarea diverselor mărimi fizice, precum și controlul anumitor procese. În acest scop au fost

concepute o serie de scheme bloc ce au fost utilizate pentru măsurarea accelerației laterale, a

culbutorului cu rolă, determinarea poziției unghiulare și a turației arborelui de distribuție și

respectiv stocarea acestor date.

Pentru determinarea turație arborelui de distribuție a fost necesară realizarea unei scheme

bloc suplimentară (Figura 5.37). Această aplicație contorizează numărul de impulsuri generate de

encoder, într-un interval finit de timp, obținând astfel frecvența, iar în final prin multiplicare cu

60, se obține turația arborelui de distribuție.

Specificații Performanțe

Intrări analogice 32

Rezoluție intrări analogice 16 [biți]

Rata de intrare maximă 250 [kS/s]

Ieșiri analogice 2

Rata de ieșire maximă 250 [kS/s]

Domeniul de ieșire maxim 10 [V]

Intrări digitale 8

Ieșiri digitale 8

60

Figura 5.37: Schema bloc utilizată pentru măsurarea turației arborelui de distribuție [128, 129]

Fig

ura

5.3

8:

Sch

ema

blo

c uti

liza

tă p

entr

u m

ăsu

rare

a c

u t

raduct

oare

le d

e acc

eler

ați

e

61

În Figura 5.38 este prezentată schema bloc a dispozitivului virtual de măsură utilizat la

achiziția datelor provenite de la traductoarele de accelerație. Această schemă este împărțită în

trei zone distincte: Achiziție Date, Calibrare Accelerometre și Filtrare+Salvare Date. Prima zonă

simbolizează interfața placă de achiziție-calculator. Cu ajutorul acestei pictograme au fost

selectate canalele de pe care se realizează achiziția datelor respectiv tipul canalului analogic sau

digital și rata de eșantionare. În zona denumită ―Calibrare Accelerometre‖ s-a realizat un reglaj,

pe fiecare canal înregistrat, pentru aducerea semnalului în jurul linei de ―0‖. După realizarea

reglajelor prezentate mai sus, semnalele provenite de la traductoarele de accelerație au fost

filtrate, apoi salvate în fișiere de tip text.

Figura 5.39: Panoul de control al modulului utilizat pentru măsurarea turaţiei

Figura 5.40: Schema bloc utilizată pentru determinarea poziției unghiulare a arborelui de distribuție

Datele referitoare la poziția unghiulară a arborelui de distribuție au fost salvate separat în

alt fișier față de datele obținute de la traductoarele de accelerație. Sincronizarea datelor s-a

realizat ulterior, acestea având aceeași baza de timp [130].

5.1. METODICA CERCETĂRII EXPERIMENTALE A VIBRAȚILOR

TRANSVERSALE ALE CULBUTORULUI CU ROLĂ CU REGLARE

HIDRAULICĂ A JOCULUI

Cercetările experimentale desfășurate pentru determinarea accelerației laterale a

culbutorului cu rolă au presupus parcurgerea unui număr etape. Prima dintre ele a fost cea de

calibrare a senzorilor de accelerație, temperatură și presiune. Calibrarea a fost realizată cu

echipamente auxiliare, în cazul senzorului de accelerație, prin intermediul excitatorului de tip

Brüel&Kjær 4294, iar în cazul senzorilor de presiune și temperatură cu ajutorul documentației

tehnice, care a însoțit aceste dispozitive. A doua etapă a cercetării experimentale a constat în

testarea echipamentului de măsură. Testul a presupus punerea în funcțiune a echipamentului de

62

măsură și realizarea unor măsurători preliminare pentru stabilirea unor parametri de măsurare

precum rata de achiziție și durata testului [65 ].

Înainte de a realiza măsurătorile experimentale pe standul de încercări a fost necesară

dezvoltarea unui plan de încercări, precum cel din Tabelul 5.13.

Tabelul 5.13: Planul de încercări experimentale

Timpul alocat fiecărui test a fost calculat în așa fel încât fiecare măsurătoare să cuprindă 15

rotații ale a arborelui de distribuție. Ultima etapă a cercetării experimentale a constat în

măsurarea propriu zisă a accelerației laterale a culbutorului cu rolă, in timp ce parametrii ca:

turația arborelui de distribuție, presiunea și temperatura uleiului din instalație au fost variați

conform planului de încercări experimentale.

5.2. CALCULUL ERORILOR

Indiferent de tipul măsurătorii, în practică, repetarea măsurătorii în aceleași condiții duce la

rezultate diferite între ele. Diferența dintre rezultatele măsurate este datorată faptului că fiecare

măsurătoare este însoțită de erori. Acestea sunt cauzate de calibrarea incorectă a echipamentului

de măsură, imposibilitatea citirii corecte a măsurătorii sau datorită variației inerente a mărimii

fizice măsurate.

Deplasarea laterală a culbutorului a fost determinată prin calcul pornind de la valoarea

accelerației laterale, mărime măsurată pe standul de încercări. Fiecare măsurătoarea a constat în

înregistrarea unui număr de 15 cicluri a accelerației laterale a culbutorului.

În cazul de față este exemplificat calculul erorilor pentru un test realizat în următoarele

condiții: turația de antrenare a arborelui de distribuție 350 [rpm], temperatura uleiului de 80 [°C]

și presiunea acestuia de 0,3 [MPa].

Astfel, pentru un şir de N măsurători de egală precizie, valoarea cea mai probabilă a

mărimii măsurate se poate determina cu ajutorul mediei aritmetice a rezultatelor obţinute:

Utilizarea mediei aritmetice pentru determinarea valorii mărimii măsurate prezintă marele

avantaj că eroarea este mai mică de N ori decât cea a unei măsurători individuale. În cazul în

care numărul de repetări al măsurătorii este mai mare de 10, eroarea mediei aritmetice este dată

de eroarea pătratică medie:

Nr.crt

Turația

arborelui

de

distribuție

[rpm]

Presiune ulei Temperatură ulei Timpul

alocat

testului

[s] 0,3

[MPa]

0,35

[MPa]

0,4

[MPa]

0,45

[MPa]

60

[°C]

80

[°C]

95

[°C]

1 350 2,57

2 500 1,8

3 750 1,2

4 1000 0,9

5 1250 0,72

6 1500 0,6

15

1

.15

1

i

ixx

(5.7)

.)()115(15

1 2

15

1i

ixx

(5.8)

63

Această eroare caracteriză precizia măsurătorilor și este în strânsă legătură cu numărul de

măsurători ce trebuie efectuate. De asemenea, eroarea pătratică a mediei aritmetice arată numărul

de zecimale ce trebuie păstrat de către valoarea mediei aritmetice pentru exprimarea rezultatului.

După calculul erorii pătratice, rezultatul final al unui șir de măsurători se poate scrie astfel:

Precizia măsurătorilor experimentale poate fi caracterizată și prin intermediul erorii

relative ɛx, eroare ce ține cont de alegerea erorii absolute a instrumentelor de măsură. Rezultatul

măsurătorilor fiind considerat corect doar în cazul în care ɛx≤1%. Eroarea relativă poate fi

calculată cu următoarea expresie:

În acest exemplu, eroarea relativă a măsurătorilor experimentale are valoarea de 0,002, ea

reprezentând 0,82 % din valoarea mărimii măsurate, concluzionând astfel că erorile de măsurare

au fost în limite admisibile.

5.3. CONCLUZII

Pentru cercetarea experimentală a factorilor cu o influentă negativă asupra vibrației

transversale a culbutorului, autorul a realizat un stand de încercări. Acesta, constă dintr-o

chiulasă antrenată mecanic la care este conectat un circuit hidraulic ce poate modifica parametrii

fluidului de lucru precum presiunea și temperatura uleiului din instalație. De asemenea turația de

antrenare a arborelui de distribuție a fost modificată prin intermediul unui motor electric trifazat

comandat de un invertor de frecvență.

Măsurarea vibrației laterale a culbutorului cu rolă s-a realizat cu ajutorul unui senzor de

accelerație montat pe partea laterală a culbutorului cu rolă. Pentru a diminua erorile de măsurare

datorate vibrației standului de încercări a fost necesară montarea unui accelerometru pe chiulasă

pe aceeași direcție cu cel amplasat pe culbutor. De asemenea, în timpul măsurătorilor

experimentale au fot înregistrați si parametrii precum: presiunea și temperatura uleiului, turația și

poziția unghiulară a arborelui de distribuție. Pe talerul supapei a fost montat un al-trei-lea

accelerometru cu scopul înregistrării legii de ridicare a supapei, lege care a fost utilizată ulterior

pentru a valida modelul teoretic.

În concluzie măsurătorile au fost realizare cu precizie ridicată lucru confirmat de calculul erorilor

care s-a încadrat în valorile admise.

6. CERCETAREA EXPERIMENTALĂ A VIBRAȚIEI

TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ

În cadrul cercetărilor experimentale realizate pe standul de încercări a fost studiat și

comportamentul dinamic al supapei în funcție de turația arborelui de distribuție, presiunea și

temperatura uleiului, din circuitul hidraulic. După cum se poate observa în Figura 6.1, la turații

mici ale arborelui de distribuție, odată cu creșterea presiunii din instalația de ungere accelerația

supapei scade, mai ales pe porțiunea corespunzătoare a flancului ascendent al profilului de camă,

lucru cu o influență benefică pentru funcționarea mecanismului de distribuție.

De asemenea, pe intervalul 140÷170 [°RAD], la temperaturi scăzute ale uleiului din

instalație, odată cu majorarea presiunii acestuia, accelerația supapei are o tendință

descrescătoare, după cum se poate observa în Figura 6.2 și Figura 6.3.

Creșterea temperaturii uleiului are o influență pozitivă asupra accelerației supapei

(Figura 6.4), acest lucru datorându-se faptului că pivotul hidraulic începe să aibă o funcționare

normală.

0005,025,0 xx (5.9)

002,02505,0

0005,0

xx

(5.10)

64

Figura 6.1: Accelerația supapei la turația arborelui cu came de

500[ rpm] și temperatura uleiului de 60 [°C]

În concluzie, se poate afirma că modificarea presiunii și temperaturii uleiului din circuitul

hidraulic poate influența comportamentul dinamic al supapei, acest lucru fiind posibil datorită

faptului că mecanismul de distribuție cercetat are în componență și un element hidraulic.

Figura 6.5: Accelerația supapei la turația arborelui cu came de 1000[ rpm]

și presiunea uleiului de 0,4 [MPa]

65

Figura 6.6: Accelerația supapei la turația arborelui cu came de 1000[ rpm]

și presiunea uleiului de 0,3 [MPa]

6.1. CERCETAREA INFLUENȚEI TURAȚIEI ASUPRA VIBRAȚIEI

TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ

În cadrul testelor experimentale turația a fost variată în intervalul 350÷1500 [rpm].

Valoarea minimă a turației arborelui de distribuție corespunde turației de ralanti a motorului cu

ardere internă. Datorită faptului că motorul cu ardere internă funcționează în majoritatea timpului

în intervalul de turație 800÷3000 [rpm] s-a optat pentru cercetarea influenței turației asupra

vibrației transversale a culbutorului cu rolă în acest interval.

Figura 6.7: Accelerația transversală a culbutorului înregistrată la turația de 1000 [rpm]

a arborelui de distribuție

În Figura 6.7 este prezentată accelerația laterală a culbutorului, măsurată la turația de

1000 [rpm] a arborelui de distribuție, la o presiune de 0,35 [MPa] și o temperatură de 80 [°C] a

uleiul din instalația de ungere. Alura curbei de accelerație laterală a culbutorului cu rolă este

asemănătoare ca formă cu cea a accelerației supapei, acest lucru indicând faptul că legea de

66

deplasare laterală a culbutorului variază în același mod ca legea de ridicare a supapei. Deplasarea

laterală a culbutorului a fost determinată prin integrarea curbei de accelerație de 2 ori.

În Figura 6.8 este prezentată influența turației de antrenare a arborelui de distribuție asupra

deplasării laterale a culbutorului cu rolă. Datele prezentate în această figură au fost obținute la

testele la care uleiul din instalația de ungere a avut o presiune de 0,35 [MPa] și temperatură de 80

[°C]. La acest regim de încercare, deplasarea laterală a culbutorului a variat în intervalul

0,26÷0.39 [mm], pe toată plaja de turații a arborelui de distribuție, valoarea maximă

înregistrându-se la turația de 1500 [rpm] iar cea minimă la 500 [rpm].

O concluzie inițială este aceea că deplasarea laterală a culbutorului cu rolă este dependentă

de turația de antrenare a arborelui de distribuție, ea majorându-se odată cu creșterea acesteia.

Distanța maximă dintre capătul tijei supapei și ghidajele culbutorului cu rolă, la mecanismul

încercat, este de 0.4 [mm].

În concluzie, deplasarea culbutorului cu rolă cu o valoare mai mare de 0,4 [mm] poate

duce la perturbarea funcționării normale a acestuia.

Figura 6.8: Influența turației arborelui de distribuție asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă

6.2. CERCETAREA INFLUENȚEI PRESIUNII ULEIULUI ASUPRA

VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ

În cazul studiului experimental pentru determinarea influenței presiunii uleiului asupra

vibrației transversale a culbutorului, presiunea din instalația de ungere a fost modificată în

intervalul 0,3÷0,45 [MPa]. De asemenea, în acest timp, temperatura uleiului și turația de

antrenare a arborelui de distribuție au fost menținute constante.

În timpul funcționării motorului cu ardere internă, presiunea din instalația de ungere poate

atinge valori în intervalul 0÷0.413 [MPa]. Această variație este datorită faptului că pompa de

ulei este antrenată mecanic de către arborele cotit și astfel, orice modificare de turație a

motorului influențează dect turațiira de antrenare a acesteia.

În Figura 6.9 este prezentată variația deplasării laterale a culbutorului cu rolă în funcție de

presiunea din instalația de ungere, la diferite turații ale arborelui de distribuție și la temperatura

uleiului de 80 [°C]. După cum se poate observa în figura de mai sus, deplasările laterale ale

culbutorului cu rolă au variat în intervalul 0,24÷0,39 [mm], valorile maxime înregistrându-se la

presiunea de 0,35 [MPa], aproape pe toată plaja de turație, excepție făcând turația de 350 [rpm].

La această turație valoarea maximă a deplasării laterale a culbutorului a fost atinsă la o presiune

a uleiului de 0,4 [MPa].

După cum se poate observa În Figura 6.9, la presiunea de 0,4 [MPa] deplasările laterale

ale culbutorului au o amplitudine redusă comparativ cu cele obținute la regimurile de încercare la

care presiunea din instalație a avut valoarea de 0,35 și 0,45 [MPa].

67

Figura 6.9: Influența presiunii uleiului din instalația de ungere asupra vibrației transversale a

culbutorului cu rolă tu=80 [ºC]

Astfel, se poate concluziona că la această presiune culbutorul cu rolă funcționează cel

mai stabil. De asemenea, pentru ca deplasarea laterală a culbutorului cu rolă să nu aibă

amplitudini mari, presiunea din instalația de ungere trebuie să nu atingă valorile de 0,35 [MPa]

respectiv 0,45 [MPa].

Rezultatele prezentate în Figura 6.10 au fost obținute la temperatura de 95 [°C]. Acestea

au relevat faptul că odată cu modificarea presiunii uleiului din instalația de ungere în jurul valorii

de 0,4 [MPa], are loc majorarea amplitudinii mișcării laterale a culbutorului cu rolă. În cazul

turației de 350 [rpm] se poate observa că deplasarea maximă s-a înregistrat când presiunea

uleiului a atins valoare de 0,45 [MPa]. La acelaș regim de turație , dar la o presiune a uleiului de

0,4 [MPa], deplasarea laterală a culbutorului a avut valoarea minimă de 0,2 [mm]. Începând cu

turația de 750 [rpm] până la turația maximă de antrenare a arborelui de distribuție, valorile

deplasărilor laterale ale culbutorului au variat în intervalul 0,245÷0,39 [mm].

Figura 6.10: Influența presiunii uleiului din instalația de ungere asupra vibrației transversale a

culbutorului cu rolă tu=95[ºC]

68

Valorile maxime din acest interval corespunzătoare aceleiași turații de antrenare a

arborelui de distribuție au fost atinse la presiunea uleiului de 0,35 [MPa]. Se poate observa că

odată cu scăderea sau creșterea presiunii uleiului din instalația de ungere, în jurul valorii de 0,4

[MPa], deplasările laterale ale culbutorului cu rolă se majorează. De asemenea, deplasările

laterale maxime ale culbutorului cu rolă s-au întâlnit la regimul de funcționare la care presiunea

uleiului avea valoarea de 0,35 [MPa].

Concluzia finală ce reiese din această cercetare este că presiunea uleiului din instalație are

o influență semnificativă asupra deplasării laterale a culbutorului. Pentru a limita deplasarea

laterală a culbutorului cu rolă este necesară menținerea presiunii uleiului la valoarea de 0,4

[MPa].

ca mecanismul să funcționeze cât mai stabil este necesară menținerea presiuni uleiului la

valoarea de 0,4 [MPa], pentru ca acestea să aibă valori minime.

6.3. CERCETAREA INFLUENȚEI TEMPERATURII ULEIULUI ASUPRA

VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ

Temperatura uleiului din instalația de ungere variază în intervalul -20 ÷ 130 [°C], în

funcție de regimul de funcționare și de temperatura mediului ambiant. Odată cu scăderea

temperaturii uleiului din instalația de ungere crește viscozitatea și astfel pierderile prin frecare se

majorează. În schimb, dacă temperatura uleiului crește prea mult față de valoarea optimă, uleiul

nu își mai menține proprietățile de ungere, lubrifierea realizându-se defectuos. Acest lucru are ca

efect accentuarea uzurii dintre piesele componente ale mecanismului de distribuție. De

asemenea, prezența elementului hidraulic în mecanismul de distribuție face ca acesta să fie

sensibil la schimbarea proprietăților fizice ale fluidului de lucru. Pentru cercetarea influenței

temperaturii uleiului asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă au fost considerate 3

praguri de temperatură, respectiv: 60 [°C], 80 [°C] și 95 [°C].

Figura 6.11: Influența temperaturii uleiului din instalația de ungere asupra vibrației transversale a

culbutorului cu rolă pu=0,3 [MPa]

În Figura 6.11 sunt prezentate rezultatele măsurătorilor obținute la regimul de încercare la

care presiunea a fost menținută constantă în jurul valorii de 0,3 [MPa], iar temperatura uleiului a

fost modificată în intervalul 60÷95 [°C]. Putem observa că la tendința cea mai accentuată de

69

creștere a deplasării laterale a culbutorului este întâlnită în cazul temperaturii de 95 [°C]. De

asemenea, acest trend crescător, odată cu majorarea turației de antrenare a arborelui de

distribuție, este întâlnit și în cazul temperaturilor de 60 și 80 [°C], dar cu o rată de creștere vizibil

mai mică. Deplasarea laterală a culbutorului cu rolă a fluctuat în intervalul 0,18÷0,38, valorile

maxime fiind atinse la temperatura de 95 [°C], începând cu turația de 750 [rot/min].

Figura 6.12: Influența temperaturii uleiului din instalația de ungere asupra vibrației transversale a

culbutorului cu rolă pu=0,35 [MPa]

Odată cu modificarea condițiilor de încercare, menținând presiunea uleiului la o valoare

aproximativ constantă de 0,35 [MPa], deplasarea laterală a culbutorului cu rolă a avut o evoluție

precum cea prezentată în Figura 6.12. În cazul acestui regim de încercări se poate observa că

deplasarea laterală a culbutorului cu rolă se majorează odată cu creșterea temperaturii uleiului

din instalația de ungere, ratei de creștere cea mai accentuată întâlnindu-se la temperatura de 95

[°C]. Valoarea deplasării laterale a culbutorului a variat în intervalul 0,21÷0,39 [mm], valorile

maxime înregistrându-se la temperaturi ale uleiului mai mari de 60 [°C], pe plaja de turație

750÷1500 [rot/min].

Figura 6.13: Influența temperaturii uleiului din instalația de ungere asupra vibrației transversale a

culbutorului cu rolă pu=0,4 [MPa]

70

Figura 6.13 prezintă modul de variație al deplasării laterale a culbutorului cu rolă, la

regimul de încercare la care presiunea a fost menținută constantă în jurul valorii de 0,4 [MPa]. Se

poate observa că la această presiune, creșterea temperaturii uleiului are o influență pozitivă

asupra deplasării laterale, astfel amplitudinea acesteia înregistrând valori reduse cu creșterea

pragului de temperatură, excepție făcând doar curba tu=95 [°C], în intervalul de turație

1000÷1500 [rot/min]. De asemenea, se poate menționa că la presiunea de 0,4 [MPa] deplasarea

laterală a culbutorului cu rolă a atins valori reduse pe toată plaja de temperatură, comparativ cu

celelalte regimuri, aceasta având valoarea maximă de 0,32 [mm].

Astfel, la regimuri de presiune mai mici de 0,4 [MPa], creșterea valorii temperaturii

uleiului are ca rezultat majorarea amplitudinii deplasării laterale a culbutorului. În cazul

presiunii de 0,4 [MPa], creșterea temperaturii are o influență benefică asupra deplasării laterale a

culbutorului, aceasta diminuându-se considerabil. O explicație a acestui fenomen este aceea că

pivotul hidraulic, parte componentă a mecanismului de distribuție, începe să funcționeze

corespunzător, datorită faptului că fluidul de lucru atinge parametrii optimi de lucru. De

asemenea, rata de creștere cea mai accentuată a deplasării laterale a culbutorului a fost

înregistrată la temperatura de 95 [°C], pentru toate presiunile cercetate.

6.4. CORELAREA REZULTATELOR OBȚINUTE ÎN URMA SIMULĂRII

CU CELE OBȚINUTE PRIN MĂSURARE PE STANDUL

EXPERIMENTAL

Figura 6.14: Influența turației de antrenare a arborelui de distribuție,

comparație Experimental – Virtual

Pentru a valida modelul virtual din punct de vedere al deplasării laterale a culbutorului cu

rolă a fost necesară compararea rezultatelor obținute pe cale experimentală cu cele rezultate din

simulare pentru aceleași influențe studiate. În Figura 6.14 este prezentată comparația între

deplasarea laterală a culbutorului cu rolă obținută în mediul virtual și cea măsurată pe standul de

încercări experimentale. După cum se poate observa din figura de mai sus, diferența între cele 2

curbe este sub 10%, amândouă prezentând o tendință ascendentă de amplificare a deplasării

laterale a culbutorului cu rolă, odată cu creșterea turației de antrenare a arborelui de distribuție.

71

În concluzie, putem afirma că din punct de vedere al influenței turației de antrenare a

arborelui de distribuție deplasarea laterală a culbutorului obținută în simulare respectă tendința

de creștere a curbei măsurată experimental, astfel, modelul virtual putând fi considerat ca fiind

valid.

6.5. CONCLUZII

Rezultatele obținute în urma măsurătorilor experimentale au relevat faptul că vibrația

transversală a culbutorului cu rolă poate fi influențată de condițiile de funcționare a

mecanismului de distribuție precum regimul de turație al arborelui de distribuție și de

proprietățile fluidului de lucru, respectiv a uleiului din instalația hidraulică. În urma cercetărilor

experimentale a rezultat faptul că turația arborelui de distribuție are o influență majoră asupra

vibrației transversale a culbutorului, aceasta din urmă având o tendință de creștere odată cu

majorarea regimului de turație.

În cazul influenței presiunii uleiului asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă se

poate concluziona că presiunea uleiului din instalație are o influență semnificativă asupra

acesteia și că mecanismul funcționează stabil când presiunea uleiului din instalație este la

valoarea de 0,4 [MPa].

De asemenea, temperatura uleiului din instalația de ungere joacă și ea un rol foarte

important, în cazul regimurilor de presiune mai mici de 0,4 [MPa], creșterea valorii temperaturii

uleiului are ca rezultat majorarea amplitudinii deplasării laterale a culbutorului iar în cazul

presiunii de 0,4 [MPa] creșterea temperaturii are o influență benefică asupra deplasării laterale a

culbutorului, aceasta diminuându-se considerabil.

În concluzie se poate afirma că vibrația laterală a culbutorului cu rolă este rezultatul unui cumul

de factori atât funcționali cât și constructivi.

7. CONCLUZII FINALE, CONTRIBUȚII ORIGINALE,

DISEMINAREA REZULTATELOR ȘI DIRECȚII VIITOARE

DE CERCETARE

7.1. CONCLUZII FINALE

Studiile teoretice și cercetările experimentale realizate pe parcursul elaborării tezei de

doctorat, în domeniul mecanismelor de distribuție, au permis emiterea unei serii de concluzii.

Literatura de specialitate a relevat faptul că majoritatea mecanismelor ce echipează

motorul cu ardere internă sunt de tip cu acționare indirectă, respectiv variata constructivă cu

culbutor cu rolă și reglare hidraulică a jocului. De asemenea, cea mai frecventă defecțiune a

acestui tip de mecanism de distribuție este reprezentată de saltul culbutorului, fenomen ce are ca

efect scoaterea din funcțiune a motorului cu ardere internă. În concluzie, pentru a mări durata de

funcționare a motorului cu ardere internă este absolut necesară studierea factorilor care

influențează negativ fenomenul de vibrație laterală a culbutorului cu rolă.

Vibrația laterală a culbutorului cu rolă a fost măsurată pe un mecanism de distribuție cu

acționare indirectă a supapei de evacuare, datorită simplității constructive și anume lipsa

sistemelor de control al legii de ridicare.

Astfel, rezultatele obținute din cercetările teoretice și experimentale, desfășurate pe acest

mecanism de distribuție, au relevat faptul că:

turația arborelui de distribuție reprezintă un factor foarte important de influență asupra

vibrației transversale a culbutorului cu rolă, deoarece odată cu creșterea acesteia are loc

amplificarea deplasării laterale a culbutorului cu rolă;

72

presiunea uleiului din instalația de ungere reprezintă de asemenea un factor cu o influență

majoră asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă, deplasarea laterală a

culbutorului amplificându-se, în deosebi când presiunea din instalație este diferită de

valoarea de 0,4 [MPa].

temperatura uleiului din instalația de ungere joacă și ea un rol foarte important în

funcționarea stabilă a culbutorului cu rolă și reglare hidraulică a jocului. În cazul

regimurilor de presiune mai mici de 0,4 [MPa], creșterea valorii temperaturii uleiului are

ca rezultat majorarea amplitudinii deplasării laterale a culbutorului iar în cazul presiunii

de 0,4 [MPa] creșterea temperaturii are o influență benefică asupra deplasării laterale a

culbutorului, aceasta diminuându-se considerabil;

Jocul din ghidul supapei are o influență relativ mică asupra vibrației transversale a

culbutorului cu rolă, dar trebuie luată în calcul deoarece acest fenomen este datorat unui

cumul de factori de influență;

tipul arcului de supapă influențează fenomenul de vibrație transversală a culbutorului cu

rolă, odată cu majorarea rigidității acestuia se poate observa o creștere în amplitudinea

deplasării laterale a culbutorului cu rolă;

Se poate afirma că fenomenul de vibrație laterală a culbutorului cu rolă este influențat de

o serie de factori atât constructivi cât și funcționali, în proporții diferite.

7.2. CONTRIBUȚII ORIGINALE

În cadrul tezei de doctorat intitulată : “CERCETAREA VIBRAȚIILOR

TRANSVERSALE ALE UNUI CULBUTOR CU ROLĂ CU REGLARE HIDRAULICĂ A

JOCULUI” au fost aduse următoarele contribuții personale:

Identificarea factorilor care pot influența negativ vibrația laterală a culbutorului cu rolă;

Elaborarea unui model multidimensional , în soft-ul LMS VIRTUAL Lab, cu ajutorul

căruia a fost posibil studiul teoretic al factorilor funcționali și constructivi ce influențează

negativ vibrația transversală a culbutorului cu rolă;

Realizarea unui stand de încercări experimentale prin intermediul căruia s-a putut măsura

vibrația laterală a culbutorului cu rolă;

Elaborarea metodologiei și programului de încercări experimentale și teoretice;

Validarea rezultatelor teoretice cu cele experimentale.

7.3. DISEMINAREA REZULTATELOR

Rezultatele obținute pe parcursul activității de cercetare desfășurate pentru elaborarea

tezei de doctorat intitulată: “CERCETAREA VIBRAȚIILOR TRANSVERSALE ALE

UNUI CULBUTOR CU ROLĂ CU REGLARE HIDRAULICĂ A JOCULUI” au fost

prezentate în cadrul unor conferințe internaționale din domeniul autovehiculelor precum și în

jurnale recunoscute B+. Astfel, s-au publicat un număr de 16 articole:

Sandu , G., Cofaru,

C., Jelenschi, L., Radu, Ș., Multybody Analysis of the Finger

Follower Valve Train System, Proceedings Innovative Solutions for Automotive

Vehicles, Volume I, 2010, pag. 85-92.

Cosgarea, R., Cofaru, C., Aleonte, M., Scutaru, M.L., Jelenschi, L., Sandu, G., "An

Approach for Modeling the Valve Train System to Control the Homogeneous Combustion

in a Compression Ignition Engine", 3rd WSEAS International Conference: Recent

Researches in Neural Networks, Fuzzy Systems, Evolutionary Computing & Automation,

Brasov, 2011, pp. 131-135.

73

Cosgarea, R., Cofaru, C., Aleonte, M., Sandu, G., An Approach for Modelling the

Homogeneous Charge Compression Ignition (HCCI) Combustion Using the Vibe

Functions, prezentată la International Congres on Automotive-CAR2011, Pitesti,

Romania, 2011.

Radu, Ş., Vlase, S., Scutaru, L., Sandu, G., An Analytical Evaluation of Hard Coatings

for Engine Components Based on Surface Quality Analysis, Recent Researches in

Computational Techniques, Non-Linear Systems & Control, WSEAS Press, 2011, pp

313-317.

Jelenschi, L., Cofaru, C., Sandu, G., Analyzing a direct acting valve train system, 3rd

WSEAS International Conference on Manufacturing Engineering, Quality and

Production, Brasov, 2011, pag. 112-114.

Aleonte, M., Cofaru, C., Cosgarea, R., Scutaru, M., L., Jelenschi, L., Sandu, G.,

"Experimental Researches of Fuelling Systems and Alcohol Blends on Combustion and

Emissions in a Two Stroke SI Engine " in Proc. Recent Researches in Neural Networks,

Fuzzy Systems, Evolutionary Computing & Automation, U. "Transilvania", Brasov, 2011,

pp. 126-130.

Radu, Ş., Sandu, G., Buzea, D., Determining a Test Setup Configuration for

Experimental Investigations of Internal Combustion Engine Components, prezentată la

The 4th International Conference Computational Mechanics and Virtual Engineering –

COMEC, 2011.

Sandu, G., Corneliu, C., Jelenschi, L., Radu, Ș., Cosgarea, R., OHC Indirect Acting

Valve Train Simulation ,The Automobile and the Environment: International Congress

of Automotive and Transport Engineering CONAT 2010. Newcastle upon Tyne:

Cambridge Scholars Publishing, 2011.

Aleonte, M., Cosgarea, R., Cofaru, C., Jelenschi, L., Sandu, G., Research on Combustion

and Exhaust Emissions of Alcohol Blends in a Two-Stroke SI Engine ,The Automobile

and the Environment: International Congress of Automotive and Transport Engineering

CONAT 2010. Newcastle upon Tyne: Cambridge Scholars Publishing, 2011.

Sandu, G., Cofaru, C., Săcăreanu, S., Jelenschi, L., Research of the Engine’s Speed

Influence on the Intake Process of a Naturally Aspirated Engine, Bulletin of the

Transilvania University of Braşov, Series I: Engineering Sciences,Vol. 4 (53) , pag. 19-

24, 2011.

Jelenschi, L., Cofaru, C., Sandu, G., Aleonte, M., State of the art of engine valve and

tappet rotation, Bulletin of the Transilvania University of Brasov, Vol. 4 (53) No.1, p.6,

2011.

Sandu, G., Cosgarea, R., Cofaru, C., Jelenschi, L., Aleonte,M., "The impact of the

valve variable timing upon the pumping work in the internal combustion engine",

prezentată la International Congres on Automotive-CAR2011, Pitesti, Romania, 2011.

Jelenschi, L., Cofaru, C., Sandu, G., Radu, I.S., Cosgarea, R., Aleonte, M., The

necessity for rotational movement of valve and tappet in internal combustion engines,

prezentată la International Congres on Automotive-CAR2011, Pitesti, Romania, 2011.

74

Jelenschi, L., Cofaru, C., Sandu, G., "Investigating the hydraulic tappet rotation for a

direct acting valve train", Bulletin of the Transilvania University of Braşov, vol. 5(54)

No. 1, pp. 13-18, 2012.

Jelenschi, L., Cofaru, C., Sandu, G., "Investigating the effects of oil pressure on valve

rotation for a direct acting valve train", Recent, vol. 13(35) No. 2, pp. 181-184, 2012.

Jelenschi, L., Cofaru, C., Sandu, G., "Determining the influence of oil temperature on

valve rotation for a direct acting valve train", Annals of the Oradea University. Fascicle

of Management and Technological Engineering, vol. XI(XXI) No. 1, pp. 1.50-1.53, 2012.

7.4. DIRECȚII VIITOARE DE CERCETARE

Rezultatele obținute, până în prezent, în urma cercetării vibrației transversale a culbutorului cu

rolă permit dezvoltarea de noi direcții de cercetare precum:

Includerea în studiul teoretic şi experimental a unor culbutori cu rolă cu geometrii

diferite;

Cercetarea experimentală a altor factori cu o influenţă asupra vibraţiei transversale a

culbutorului cu rolă precum: jocul din ghidul supapei, tipul arcului de supapă, forma

profilului de camă, etc.;

Elaborarea unui model virtual care să țină cont de elasticitatea culbutorului cu rolă;

Realizarea de cercetări experimentale la regimuri de turație mai mari de 1500 [rot/min], a

arborelui de distribuție;

Optimizarea standului de încercări experimentale prin înlocuirea transmisiei cu lanț cu un

cuplaj mecanic cu discuri;

Utilizarea unui accelerometru triaxial pentru a determina caracterul dinamic al

culbutorului cu rolă după toate cele 3 axe;

Cercetarea vibrației transversale a culbutorului cu rolă direct pe un motor cu ardere

internă.

75

8. BIBLIOGRAFIE

[1] *** Citroën C5 Owner’s Handbook. Disponibil la:

http://info.citroen.co.uk/assets/microsites/new-c5/pdf/C5-Owners-Handbook.pdf. Data

accesării: 05.01.2010.

[2] B. Grunwald, Teoria, Calculul și Construcția Motoarelor pentru Autovehicule Rutiere.

București: Editura Didactică și Pedagogică, 1980.

[3] R. Cosgarea, Cofaru, C., Aleonte, M., Scutaru, M.L., Jelenschi, L., Sandu, G., "An

Approach for Modeling the Valve Train System to Control the Homogeneous

Combustion in a Compression Ignition Engine," in 3rd WSEAS International

Conference: Recent Researches in Neural Networks, Fuzzy Systems, Evolutionary

Computing & Automation, Brasov, 2011, pp. 131-135.

[4] R. Cosgarea, Cofaru, C., Aleonte, M., Sandu, G., "An Approach for Modelling the

Homogeneous Charge Compression Ignition (HCCI) Combustion Using the Vibe

Functions," presented at the International Congres on Automotive-CAR2011, Pitești,

România, 2011.

[5] G. Sandu, Cofaru, C., Săcăreanu, S., Jelenschi, L., "Research of the Engine’s Speed

Influence on the Intake Process of a Naturally Aspirated Engine." vol. 53, ed: Bulletin of

the Transilvania University of Braşov, 2011, pp. 19-24.

[6] G. Sandu, Cosgarea, R., Cofaru, C., Jelenschi, L., Aleonte, M., "The impact of the valve

variable timing upon the pumping work in the internal combustion engine," presented at

the International Congres on Automotive-CAR2011, Pitești, Romania, 2011.

[7] *** Technical Bulletin - Engine Miss/Noise at Start-Up On 1997-2000, Ford 4.6, 5.4 &

6.8L SOHC Engines. Disponibil la:

http://www.jasperengines.com/pdf/FordEngineMissNoiseTB.pdf. Data accesării:

25.05.2010.

[8] *** The Two Stroke Engine. Disponibil la:

http://www.pilotfriend.com/training/flight_training/tech/2stroke.htm. Data accesării:

09.04.2012.

[9] G. Bobescu, Cofaru, C., Chiru, A., Radu, Al., Ene, V., Guber, I., Scalnâi, V., Motoare

pentru Automobile și Tractoare. Chișinău: Editura Tehnică, 1996.

[10] M. Aleonte, Cofaru, C., Cosgarea, R., Scutaru, M., L., Jelenschi, L., Sandu, G.,

"Experimental Researches of Fuelling Systems and Alcohol Blends on Combustion and

Emissions in a Two Stroke SI Engine," in 3rd WSEAS International Conference: Recent

Researches in Neural Networks, Fuzzy Systems, Evolutionary Computing & Automation,

Brașov, 2011, pp. 126-130.

[11] M. Aleonte, Cosgarea, R., Cofaru, C., Jelenschi, L., Sandu, G., "Research on

Combustion and Exhaust Emissions of Alcohol Blends in a Two-Stroke SI Engine " The

Automobile and the Environment: International Congress of Automotive and Transport

Engineering CONAT 2010. Newcastle upon Tyne: Cambridge Scholars Publishing, 2011.

[12] B. J. Heywood, Internal combustion engine fundamentals. New York: McGraw Hill,

1988.

[13] *** Timing Chain Sets. Disponibil la:

http://www.rehermorrison.com/ajax/cat_search.php. Data accesării: 01.08.2010.

[14] *** Timing Chain Sprocket Assembly. Disponibil la: http://www.cjponyparts.com/timing-

chain-sprocket-assembly-289-302-351w-351-ford-racing/p/M6268A302/. Data accesării:

01.08.2010.

[15] *** Valve Train Timing Tooth Belt. Disponibil la:

http://www.google.ro/imgres?q=valve+train+timing+tooth+belt&start=828&hl=ro&biw=

1252&bih=543&tbm=isch&tbnid=m5BFaMavdttvjM:&imgrefurl=http://forum.miata.net

/vb/showthread.php%3Ft%3D288372&docid=BVRHcpuBPaPlBM&imgurl=http://www.

76

rivercityroad.com/garage/pics/Belt_view.jpg&w=800&h=1250&ei=hE8aUJDHO5DBtA

bm-

IB4&zoom=1&iact=rc&dur=386&sig=103746095703421334728&page=56&tbnh=157&

tbnw=98&ndsp=16&ved=1t:429,r:8,s:828,i:129&tx=44&ty=78. Data accesării:

25.02.2011.

[16] *** Assembling the Gear Train. Disponibil la:

http://www.racingvincent.co.uk/04%20Photos%20-

%20Restoration/4.03%20Timing%20Case/timing%20case%20before%20plate.jpg. Data

accesării: 23.04.2010.

[17] *** Chamshaft. Disponibil la: http://www.cpgnation.com/forum/simple-guide-comp-

cams-camshaft-families-1424.html. Data accesării: 22.04.2010.

[18] H. Heisler, Advanced Engine Technology. London: Hodder Headline Group, 1995.

[19] *** Lobe Terminology. Disponibil la:

http://www.tildentechnologies.com/Cams/CamBasics.html. Data accesării: 07.02.2010.

[20] *** Valve Train Components-Valve Train Components. Disponibil la:

http://www.schaeffler.com/remotemedien/media/_shared_media/08_media_library/01_pu

blications/automotiveaftermarket/brochure_1/downloads_5/INA_Tec_Brochure_Valve_

Train_Comp_de_en.pdf. Data accesării: 05.01.2010.

[21] R. Abell, "Title," unpublished.

[22] P. Kreuter, Maas, G., "Title," unpublished.

[23] INA-Schaeffler KG, Valvetrains for Internal Combustion Engines. Ausburg: Himmer,

2004.

[24] *** Valve. Disponibil la: http://www.automasterintl.com/valve.html. Data accesării:

06.05.2010.

[25] R. Lewis, Dwyer-Joyce, R., Automotive Engine Valve Recession. Hoboken: John Wiley

& Sons, 2002.

[26] L. Jenkins, Larson, J., "Title," unpublished.

[27] *** Valve Guide. Disponibil la: http://www.vikasengg.com/images/valve-guide.jpg. Data

accesării: 01.06.2010.

[28] *** Valve Seat Cutting – Newen Fixed-Turning Machine. Disponibil la:

http://hasselgren.com/valve-seat-newen/. Data accesării: 03.02.2011.

[29] D. Dooley, Trudeau, T., Bancroft, D., "Materials and Design Aspects of Modern Valve

Seat Inserts," in Proceedings of Internation Symposium on Valve System Design and

Materials, ASM International, OH, 1997.

[30] *** Analysis of the Systems of Current Valves. Disponibil la:

http://sycomoreen.free.fr/syco_english/concept_PRBC_calvar_eng.html. Data accesării:

01.06.2011.

[31] *** OHV, OHC, SOHC and DOHC Engine Design. Disponibil la:

http://www.samarins.com/glossary/dohc.html. Data accesării: 20.05.2011.

[32] *** OHV, OHC or SOHC & DOHC ENGINES. Disponibil la:

http://www.pakwheels.com/forums/engine-transmission-powertrain/53255-ohv-ohc-

sohc-dohc-engines-3. Data accesării: 22.02.2011.

[33] *** Valvetrain Systems. Disponibil la:

http://xa.yimg.com/kq/groups/23116083/111069792/name/valve.pdf. Data accesării:

03.05.2011.

[34] M. Oprean, I., Automobilul Modern. București: Editura Academiei Române, 2003.

[35] *** Valvetronic BMW. Disponibil la:

http://www.kfztech.de/kfztechnik/motor/steuerung/valvetronic.htm. Data accesării:

22.03.2011.

[36] R. Flierl, Kluting, M., "Title," unpublished.

[37] H. Unger, "Valvetronic - Experience from 7 Years of Series Production and a Look into

the Future," presented at the 29th International Vienna Motor Symposium, Vienna, 2008.

[38] *** BMW Valvetronic. Disponibil la:

http://www.autozine.org/technical_school/engine/vvt_5.html. Data accesării: 07.05.2010.

77

[39] *** A BMW Valvetronic Szerelése 1. Rész. Disponibil la:

http://autotechnika.hu/cikkek/2288,a-bmw-valvetronic-szerelese-1-resz.html. Data

accesării: 20.03.2012.

[40] *** Powertrain Systems-Gasoline Engine Management Systems-Delphi 2-Step Valve Lift

System. Disponibil la:

http://delphi.com/manufacturers/auto/powertrain/gas/valvetrain/2step/. Data accesării:

05.08.2012.

[41] M. Sellnau, Kunz, T., Sinnamon, J., Burkhard, J., "Title," unpublished.

[42] *** Toyota Valvematic Technology. Disponibil la:

http://www.autozine.org/technical_school/engine/vvt_31.htm. Data accesării:

25.05.2011.

[43] J. Harada, "The new L4 Gasoline Engines with Valvematic System," presented at the

29th International Vienna Motor Symposium, Vienna, 2008.

[44] *** Audi Valve Lift System Main 011. Disponibil la:

http://www.motorauthority.com/image/100210384_audi-valve-lift-system-main01-1.

Data accesării: 12.04.2011.

[45] *** Audi Valvelift. Disponibil la:

http://www.autozine.org/technical_school/engine/vvt_31.htm. Data accesării:

06.02.2010.

[46] *** Finger Follower with Hydraulic Pivot Element. Disponibil la:

http://www.fag.de/content.fag.de/en/branches/automotive/engine_systems/product_range

/mot3200/mot3210/mot3212/mot3212.jsp. Data accesării: 03.05.2011.

[47] Ş. Radu, Vlase, S., Scutaru, L., Sandu, G, "An Analytical Evaluation of Hard Coatings

for Engine Components Based on Surface Quality Analysis," Recent Researches in

Computational Techniques, Non-Linear Systems & Control, WSEAS Press, pp. 313-317,

2011.

[48] *** Valve Train Components - Technology - Failure Diagnosis. Disponibil la:

http://www.schaeffler.com/remotemedien/media/_shared_media/08_media_library/01_pu

blications/automotiveaftermarket/brochure_1/downloads_5/INA_Tec_Brochure_Valve_

Train_Comp_en.pdf. Data accesării: 06.07.2012.

[49] *** Vibrații. Disponibil la: http://ro.scribd.com/doc/74009017/curs-Vibratii. Data

accesării: 23.04.2011.

[50] Y. Wang, Introduction to Engine Valvetrains. Warredale: SAE International, 2007.

[51] *** Troubleshoot Low Oil Pressure. Disponibil la:

http://www.aa1car.com/library/us1097.htm. Data accesării: 29.06.2012.

[52] *** Radium Attends SCCA Packwood, WA Autocross Event. Disponibil la:

http://www.radiumauto.com/blog-page.php?Radium-attends-SCCA-Packwood-WA-

autocross-event-6. Data accesării: 27.07.2011.

[53] T. Mang, Bobzin, K., Bartels, T., Industrial Tribology - Tribosystems, Friction, Wear and

Surface Engineering, Lubrification. Weinheim: John Wiley & Sons, 2010.

[54] *** Transport Properties of Organic Liquids. Disponibil la:

[http://books.google.ro/books?id=f-u-

kPUWmrIC&pg=PA132&lpg=PA132&dq=andrade's+equation&source=bl&ots=DagJxa

ZOwp&sig=Jz0L4j-

S1vzwjCr0XLUlPaoAYhM&hl=ro&sa=X&ei=VQTvT6ysCYfmtQan17zzDg&ved=0CI

ABEOgBMAk#v=onepage&q=andrade's%20equation&f=false]. Data accesării:

22.02.2010.

[55] *** Camshaft Basics Spring Surge. Disponibil la:

http://www.popularhotrodding.com/tech/0607phr_camshaft_basics/photo_37.html. Data

accesării: 27.06.2012.

[56] U. Adler, Automotive Handbook. Stuttgart: Robert Bosch GmbH, 2003.

[57] SAE-HS-795, Manual on Design and Application of Helical and Spiral Springs.

Warrendale: Society of Automotive Engineers, 1990.

78

[58] H. Sakai, Kosaki, H., "Analysis of Valve Motion in Overhead Valve Linkages-Roles of

Valve Spring Surge in Valve Motion," Journal of the Faculty of Engineering, pp. 441-

446, 1976.

[59] H. Rothbart, A., Cam Design Handbook: McGraw-Hill, 2004.

[60] C. Fan, Mechanics and Design of Cam Mechanisms. New York: Pergamon Press, 1982.

[61] C. Onescu, Popa, N., Vieru, I., "The Influence of the Cam Profile Design on the Cam and

Tappet Hertz Stresses and Wear." vol. 1, ed: Machine Design, 2010, pp. 87-90.

[62] R. Tichánek, Fremut, D., Čihák, R., "The Over-Head Cam (OHC) Valve Train Computer

Model," in XXXVI KoKa - Konference kateder a pracovišť spalovacích motorů českých a

slovenských vysokých škol, Praha, 2005, pp. 259-266.

[63] A. Linke, Ludwig, F., Handbuch - TRW Motorenteile. Barsinghausen: TRW

Motorenkomponenten, 1991.

[64] H. Jeon, S., Park, K., J., Park, Y., S., "An Optimal Cam Profile Design Considerng

Dynamic Characteristics of Cam-Valve System," Experimental Mechanics, p. 357—363,

1989.

[65] O. Câmpian, Șoica, A. , Încercarea și omologarea autovehiculelor. . Brașov: Editura

Universității Transilvania, 2004.

[66] L. Norton, R., Machine Design, An Integrated Approach. New Jersey: Prentice Hall,

2000.

[67] R. Norton, L., Mosier R., G., Cam Design and Manufacturing Handbook. New York:

Industrial Press Inc., 2002.

[68] H. Rothbart, A., Cam Design, Dynamics and Accuracy. New York: John Wiley and Sons,

1956.

[69] H. Rothbart, A., Brown, T., Mechanical Design Handbook-Second Edition. New York:

McGraw-Hill, 2006.

[70] M. Turkish, Valve Gear Design, A Handbook for Designers and Engineers to Aid in the

Design of Cams, Tappets and Springs for the Valve Gear of Internal Combustion

Engines. Detroit: Eaton, 1946.

[71] D. Popa, "The Influence Of Cams External Groove In Cam-Follower Mechanism

Functioning," presented at the International Congres on Automotive-CAR2011, Pitești,

2011.

[72] L. Jelenschi, Cofaru, C., Sandu, G., "Analyzing a direct acting valve train system," in

3rd WSEAS International Conference on Manufacturing Engineering, Quality and

Production, Brașov, 2011, pp. 112-114.

[73] L. Jelenschi, Cofaru, C., Sandu, G., Aleonte, M., "State of the art of engine valve and

tappet rotation." vol. 53, ed: Bulletin of the Transilvania University of Brașov, 2011, pp.

6-12.

[74] G. Dalpiaz, Rivola, A., "A model for the elastodynamic analysis of a desmodromic valve

train," in TENTH WORLD CONGRESS ON THE THEORY OF MACHINES AND

MECHANISMS, Oulu, Finland, 1999, pp. 1534-1542.

[75] D. Moreno, Mucchiy, E., Dalpiazy, G., Rivola, A., "Multibody analysis of the

desmodromic valve train of the Ducati MotoGP engine," presented at the MULTIBODY

DYNAMICS - ECCOMAS Thematic Conference, Milano, 2007.

[76] A. Pisano, P., Freudenstein, F. , "An Experimental and Analytical Investigation of the

Dynamic Response of a High-Speed Cam-Follower System, Part 2: A Combined,

Lumped/Distributed Parameter Dynamic Model," Journal of Mechanisms,

Transmissions, and Automation in Design, Transaction of the ASME, pp. 699-704, 1983.

[77] A. G. Radu, Abăitancei, H., Hârceagă, M., Dan, R., Ș., Radu, S., Analiza în Mediu

Virtual a Procesului de Admisie în Motorul cu Ardere Internă. Brașov: Editura

Universității Transilvania, 2004.

[78] D. Zou, McCormick, E., "Title," unpublished.

[79] J. Bota, Fujimura, T., Takayama, S., "Comparison of MBD Simulation with

Measurements for Roller-Finger-Follower with HLA Valve Train System Behavior at

Higher Engine Speed," presented at the JSAE Annual Congress, Japan, 2009.

79

[80] C. Chan, Pisano, A., "Dynamic Model of Fluctuating Rocker-Arm Ratio Cam System,"

ASME J. Mech. Trans. Automation in Design, p. 356—365, 1987.

[81] L. Jelenschi, Cofaru, C., Sandu, G., Radu, I.S., Cosgarea, R., Aleonte, M., "The

necessity for rotational movement of valve and tappet in internal combustion engines,"

presented at the International Congres on Automotive-CAR2011, Pitești, Romania, 2011.

[82] L. Jelenschi, Cofaru, C., Sandu, G., "Investigating the hydraulic tappet rotation for a

direct acting valve train." vol. 54, ed: Bulletin of the Transilvania University of Braşov,

2012, pp. 13-18.

[83] G. Sandu, Cofaru, C., Jelenschi, L., Radu, Ș, "Multybody Analysis of the Finger

Follower Valve Train System," Proceedings Innovative Solutions for Automotive

Vehicles, vol. I, pp. 85-92, 2010.

[84] G. Sandu, Corneliu, C., Jelenschi, L., Radu, Ș., Cosgarea, R., "OHC Indirect Acting

Valve Train Simulation," The Automobile and the Environment: International Congress

of Automotive and Transport Engineering CONAT 2010. Newcastle upon Tyne:

Cambridge Scholars Publishing, 2011.

[85] D. Isaac, H., Y., Chen, J., S., "Dynamic Analysis of a 3D Finger Follower Valve Train

System Coupled with Flexible Camshafts," presented at the SAE 2000 World Congress,

Detroit, 2000.

[86] L. Jelenschi, Cofaru, C., Sandu, G., "Investigating the effects of oil pressure on valve

rotation for a direct acting valve train." vol. 35, ed: Recent, 2012, pp. 181-184.

[87] L. Jelenschi, Cofaru, C., Sandu, G., "Determining the influence of oil temperature on

valve rotation for a direct acting valve train." vol. XXI, ed: Annals of the Oradea

University. Fascicle of Management and Technological Engineering, 2012, pp. 150-153.

[88] A. Schamel, Hammacher, J., Utsch, D., "Title," unpublished.

[89] S. YU-Cheng, "Modeling, Verification, Optimal Design of Nonlinear Valve Spring,"

Master of Science, Departament of Mechanical Engineering, University of Missouri

Columbia, 2009.

[90] J. Choi, Ryu, S., K., Kim, C., W., Choi, J., H., "An efficient and robust contact algorithm

for a compliant contact force model between bodies of complex geometry." vol. 1, ed:

Multibody System Dynamics, 2010, pp. 99-120.

[91] H. Baruth, Analytical Dynamics. Singapore: McGraw-Hill, 1999.

[92] V. Paradorn, "An Impact Model for the Industrial Cam-Follower System: Simulation and

Experiment," Master of Science in Mechanical Engineering Thesis, Departament of

Mechanical Engineering, Worcester Polytechnic Institute, Worcester, 2007.

[93] M. Teodorescu, Taraza, D., "Combined multi-body dynamics and experimental

investigation for determination of the cam–flat tappet contact condition." vol. 3, ed:

Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part K: Journal of Multi-body

Dynamics, 2004, pp. 133-142.

[94] M. Tounsi, Chaari, F., Walha, L., Fakhfakh, T., Haddar, M., "Dynamic Behavior of a

Valve Train System in Presence of Camshaft Errors." vol. 1, ed: WSEAS

TRANSACTIONS on APPLIED and THEORETICAL MECHANICS, 2011, pp. 17-26.

[95] K. Mobley, R., Plant Engineer’s Handbook. Woburn: Butterworth-Heinemann, 2001.

[96] *** External Gear Pumps F,N, & G Series. Disponibil la:

http://www.boschrexroth.com/country_units/america/united_states/sub_websites/brus_br

h_m/en/products_mobile_hydraulics/2_external_gear_units_/a_downloads/ra10097_0206

rev3_reduced.pdf. Data accesării: 10.02.2010.

[97] *** Mahle OC 47 oil filter. Disponibil la:

http://www.rockauto.com/catalog/moreinfo.php?pk=3067197. Data accesării:

[98] *** Mechanical Pressure Measurement. Disponibil la:

http://www.wika.ro/upload/DS_PM0215_GB_3750.pdf. Data accesării: 20.05.2010.

[99] *** Pressure Relief Valve, Direct Operated, Type DBD. Disponibil la:

http://hpts.co.kr/rexroth/RE25402.PDF. Data accesării: 04.05.2010.

[100] *** Moeller-Dilem-10. Disponibil la: http://uk.farnell.com/moeller/dilem-10-

240vac/contactor-4kw-240vac/dp/239483. Data accesării: 03.11.2010.

80

[101] *** Overload Relays ZB12-10. Disponibil la: http://www.kentstore.com/zb12-10.aspx.

Data accesării: 05.01.2010.

[102] *** Siguranță Automată Tripolară. Disponibil la:

http://www.clubafaceri.ro/49407/siguranta-automata-tripolara-moeller-100a-

2189313.html. Data accesării: 02.02.2010.

[103] *** Elmark EL2-BW 3371 Buton Lampa Verde 24V. Disponibil la:

http://www.dstechipamente.ro/dstechipamente/eshop/10-1-Solutii-automatizari/333-2-

Butoane-si-indicatoare-cu-LED. Data accesării: 01.06.2010.

[104] *** Variator de Frecvență. Disponibil la:

http://ro.wikipedia.org/wiki/Variator_de_frecven%C8%9B%C4%83. Data accesării:

2.02.2010.

[105] *** Technische Beschreibung. Disponibil la:

http://www.stoeber.de/TDE/ARCHIV/FCHG_FDHG_1.pdf. Data accesării: 06.02.2010.

[106] *** Catalog Motoare Electrice Asincrone Trifazate. Disponibil la:

http://www.electroprecizia.ro/UserFiles/file/Catalog%20de%20motoare%20electrice%20

asincrone%20trifazate.pdf. Data accesării: 04.04.2010.

[107] *** Y2 Series AC Electric Motor. Disponibil la: http://xlmotor.en.made-in-

china.com/product/WbOnUTDobSVa/China-Y2-Series-AC-Electric-Motor-2-2kw-Y2-

90L-2-.html. Data accesării: 03.05.2010.

[108] *** Helios Flangerd Immersion Heaters. Disponibil la: http://www.helios-

heizelemente.de/programm_en.pdf. Data accesării: 02.03.2010.

[109] *** Siguranta Automata Bipolara Moeller 1P-N 4A. Disponibil la:

http://zmx.ro/sigurante-automate-bipolare-c-234_246_248/siguranta-1p-n-16a-automata-

bipolara-moeller-p-1517. Data accesării: 03.06.2010.

[110] Spider 8 - Operating Manual. Disponibil la: http://www.hbm.com.pl/pdf/b0405.pdf.

Data accesării: 15.05.2012.

[111] *** Măsurări Electrice și Electronice. Disponibil la:

http://www.afahc.ro/invatamant/electro/mee.pdf. Data accesării: 09.06.2010.

[112] *** Piezoresistive Pressure Transducers. Disponibil la: http://www.keller-

holland.nl/pdf/Serie11-e.pdf. Data accesării: 26.04.2010.

[113] *** Termorezistența din Platină. Disponibil la: http://users.utcluj.ro/~mbirlea/a/03a.htm.

Data accesării: 22.02.2010.

[114] I. Sinclair, R., Sensors and Transducers. Oxford: Butterworth-Heinemann, 2001.

[115] *** Interactive Catalog. Disponibil la:

http://sensing.honeywell.com/index.php?ci_id=50012. Data accesării: 05.05.2010.

[116] *** Replacement Pt100 RTD Probes for Connection Head Assemblies. Disponibil la:

http://www.omega.com/pptst/PRTF-12-RP.html. Data accesării: 01.05.2010.

[117] Ş. Radu, Sandu, G., Buzea, D., "Determining a Test Setup Configuration for

Experimental Investigations of Internal Combustion Engine Components," presented at

the The 4th International Conference Computational Mechanics and Virtual Engineering-

COMEC, 2011.

[118] M. Husselman, "Modeling and Verification of the Valve Train Dynamics in Engines,"

Master of Science in Mechanical Engineering Thesis, Departament of Mechanical

Engineering, Stellenbosch University, Matieland, 2005.

[119] *** A Practical Approach to Vibration Detection and Measurement. Disponibil la:

http://archives.sensorsmag.com/articles/0499/0499_46/index.htm. Data accesării:

18.05.2010.

[120] R. Togănel, G., Cercetări privind Influența Designului Caroseriei asupra Siguranței

Pasive a Automobilelor. Brașov: Editura Universității Transilvania, 2008.

[121] *** Model 353B18. Disponibil la:

http://www.pcb.com/spec_sheet.asp?model=353B18&item_id=13183. Data accesării:

20.16.2010.

[122] *** Piezoelectric Accelerometers. Disponibil la:

http://www.mmf.de/manual/transducermane.pdf. Data accesării: 26.05.2012.

81

[123] *** Rotary Encoders. Disponibil la: http://psbweb2.psu-

erie.bd.psu.edu/cenbd451/lecture/lecture28.html. Data accesării: 28.05.2012.

[124] *** 365C Angle Encoder Set. Disponibil la:

https://www.avl.com/c/document_library/get_file?uuid=a6004e90-c84c-41a5-a0b6-

7826660c1634&groupId=10138. Data accesării: 27.05.2012.

[125] *** NI USB-6218. Disponibil la: http://sine.ni.com/nips/cds/view/p/lang/en/nid/203484.

Data accesării: 22.01.2010.

[126] *** Product Data-Calibration Exciter-Type 4294. Disponibil la:

http://www.bruel.hu/doksik/rezgeskalibrator.pdf. Data accesării: 18.02.2010.

[127] *** What is LabVIEW? Disponibil la: http://www.ni.com/labview/whatis/. Data

accesării: 29.05.2012.

[128] *** How to Get RPM Measurements from a TTL Signal. Disponibil la:

http://forums.ni.com/ni/attachments/ni/170/574551/1/RPM%20Snip.JPG. Data accesării:

12.05.2010.

[129] *** LabVIEW 2010 Help. Disponibil la:

http://digital.ni.com/manuals.nsf/websearch/0457229C5AC58EF68625776100533C7C.

Data accesării: 20.01.2010.

[130] S. Smith, Digital Signal Processing. California: California Technical Publishing, 1999.

82

REZUMAT

Scopul acestei lucrări este acela de a identifica factorii cu o influență negativă asupra

vibrației laterale a culbutorului cu rolă. În acest sens, în cadrul tezei de doctorat intitulată:

CERCETAREA VIBRAȚIILOR TRANSVERSALE ALE UNUI CULBUTOR CU ROLĂ

CU REGLARE HIDRAULICĂ A JOCULUI, s-a realizat un studiu critic care a evidențiat o

serie de factori cu o influență negativă asupra acestui fenomen.

Pentru a stabili gradul de influență a factorilor identificați în urma acestui studiu, s-a

realizat un model virtual al mecanismului de distribuție cu acționare indirectă și un stand de

încercări experimentale. Astfel, s-a cercetat influența turației arborelui de distribuție, jocului din

ghidul supapei și a tipului de arc, presiunii și a temperaturii uleiului asupra vibrației transversale

a culbutorului cu rolă. Vibrația transversală a fost studiată din punct de vedere al amplitudinii

deplasării laterale a culbutorului cu rolă la diferite regimuri de încercare.

În urma cercetărilor teoretice și experimentale se poate afirma că vibrația transversală a

culbutorului cu rolă este influențată negativ de o multitudine de factori atât funcționali cât și

constructivi, cel mai important dintre aceștia fiind turația arborelui de distribuție.

ABSTRACT

The purpose of this paper is to identify which factors have a negative influence on the

transverse vibration of the roller finger follower. In this sense, the thesis entitled: RESEARCH

OF THE TRANSVERSE VIBRATIONS OF A ROLLER FINGER FOLLOWER WITH

HYDRAULIC LASH ADJUSTER comprises a critical study which has revealed a number of

factors with a negative influence on this phenomenon.

To determine the degree of influence of the factors identified in this study, a virtual

model of the indirect acting valve train and a test bench were designed. Thus, it was

investigated the influence of the camashaft speed, of the valve guide clearence and the type of

valve spring, the influence of oil pressure and temperature upon transverse vibration of the

roller finger follower with hydraulic lash adjuster. The transverse vibration was studied in terms

of amplitude of the lateral displacement of the roller finger follower at different test regimes.

As a result of the theoretical and experimental reasearch , we can assert that the

transverse vibration of the roller finger follower is influenced by a multitude of factors both

functional and constructive, the most important being the camshaft speed.

83

CURRICULUM VITAE

Informații personale

Nume: Sandu Gabriel

Data Nașterii: 27 Iulie 1983

Locul Nașterii: Brașov, România

Stare Civilă: Necăsătorit

Telefon: +40757646469

E-mail: gabriel.sandu@unibv.ro

Educație și formare profesională:

2009 – 2012 Universitatea Transilvania din Brașov, Departamentul D02:

Produse High-Tech pentru Autovehicule

Doctorand cu frecvență

2004-2009 Universitatea Transilvania din Brașov, Facultatea de Inginerie

Mecanică, Specializarea: Autovehicule Rutiere

Diplomă de inginer

2000-2004 Gr. Sc. „RULMENTUL‖ Brașov, jud. Brașov,

Diplomă de bacalaureat

Activitatea Științifică:

Lucrări științifice: 16 lucrări

Limbi străine cunoscute: Engleză

CURRICULUM VITAE

Personal Information:

Name: Sandu Gabriel

Date of Birth: 27 Iulie 1983

Place of Birth: Brașov, România

Marital Status: Unmarried

Telephone: +40757646469

E-mail: gabriel.sandu@unibv.ro

Education and Qualifications:

2009 – 2012 University Transylvania of Brasov, Department D02: High Tech

Products for Automotive

Ph.D. Student

2004-2009 University Transylvania of Brasov, Faculty of Mechanical

Engineering, Specialization: Automotive Engineering

Bachelor's degree

2000-2004 Gr. Sc. „RULMENTUL‖ High School, Brașov

Diploma

Scientific Activity:

Scientific Papers: 16 papers

Foreign Language: English