PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 1
CUPRINS Cap. 1 Studiu de nivel................................................................................................................. 3 Cap. 2 Calculul termic al motorului ............................................................................................ 5
2.1 Alegerea parametrilor iniţiali ............................................................................................ 5 2.2 Parametrii procesului de schimbare a gazelor .................................................................... 6 2.3 Parametrii procesului de comprimare ................................................................................ 6 2.4 Parametrii procesului de ardere ......................................................................................... 6 2.5 Parametrii procesului de destindere ................................................................................... 8 2.6 Parametrii principali ai motorului ...................................................................................... 8 2.7 Dimensiuni fundamentale ale motorului ............................................................................ 8 2.8 Trasarea diagramei indicate a motorului ............................................................................ 9
Cap. 3 Calculul cinematic si dinamic al motorului .................................................................... 13 3.1 Cinematica mecanismului bielă-manivelă ....................................................................... 13 3.2 Dinamica mecanismului bielă-manivelă .......................................................................... 17
Cap. 4 Calculul organologic al motorului .................................................................................. 33 4.1 Prezentare generală a motoarelor cu aprindere prin scânteie ............................................ 33 4.2 Principii de proiectare a blocului motor răcit cu lichid ..................................................... 34 4.3 Cilindrii motorului .......................................................................................................... 36
4.3.1 Principii de proiectare ale cilindrilor motorului ........................................................ 36 4.3.2 Calculul cilindrului .................................................................................................. 38
4.4 Elemente de etanşare ale cilindrilor ................................................................................. 39 4.5 Pistonul ........................................................................................................................... 41
4.5.1 Principii de proiectare a pistoanelor motorului ......................................................... 41 4.5.2 Calculul pistonului ................................................................................................... 49
4.6 Segmenţii ........................................................................................................................ 53 4.7 Bolţul .............................................................................................................................. 58
4.7.1 Principii de proiectare .............................................................................................. 58 4.7.2 Calculul bolţului....................................................................................................... 59
4.8 Biela ............................................................................................................................... 65 4.8.1 Principii de proiectare .............................................................................................. 65 4.8.2 Calculul bielei .......................................................................................................... 68
4.9 Arborele cotit .................................................................................................................. 76 4.9.1 Principii de proiectare .............................................................................................. 76 4.9.2 Calculul arborelui cotit ............................................................................................. 79
4.10 Mecanismul de distribuţie ............................................................................................. 88 4.10.1 Principii de proiectare ............................................................................................ 88 4.10.2 Alegerea fazelor de distribuţie ................................................................................ 91 4.10.3 Parametrii principali ai mecanismului de distribuţie ............................................... 93
Cap. 5. Calculul instalaţiei de răcire .......................................................................................... 99 5.1 Calculul cantităţii de căldură evacuată prin sistem........................................................... 99 5.2 Calculul radiatorului ..................................................................................................... 100 5.3 Calculul pompei de de lichid ......................................................................................... 102 5.4 Calculul ventilatorului................................................................................................... 105
Cap. 6 Procese tehnologice tip de prelucrare mecanică ........................................................... 107
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 2
6.1 Conditii functionale, materiale si semifabricate ............................................................ 107 6.1.1 Conditii functionale si tehnice ................................................................................ 107 8.1.2 Materiale. ............................................................................................................... 107 6.1.3 Tratament termic .................................................................................................... 108 6.1.4. Semifabricate pentru supape .............................................................................. 108
6.2 Stabilirea succesiunii operatiilor si fixarea bazelor de asezare ....................................... 108 6.3 Succesiunea opetatilor................................................................................................... 109
Cap. 7 Studiu privind sistemele de distributie variabila ........................................................... 110 7.1 Generalităţi privind schimbul de gaze la motoarele în patru timpi ................................. 110 7.2 Rolul si funcțiile mecanismului de distribuție al gazelor ............................................... 110 7.3 Construcția sistemului de distribuție .............................................................................. 112 7.4 Căi de perfecţionare a motoarelor acţionând la nivelul mecanismului de distribuţie ..... 119
7.4.1 Optimizari .............................................................................................................. 119 7.4.2 Reducera pierderilor prin pompaj ........................................................................... 120 7.4.3 Controlul cantitatii gazelor recirculate .................................................................... 121 7.4.4 Posibilitatea sporirii caracteristicilor de adaptabilitate si elasticitate ....................... 122
7.5 Sistemul de distributie variabila .................................................................................... 123 7.5.1 Clasificarea sistemelor de distribuţie variabilă ........................................................ 128 7.5.2 Sisteme cu varierea continuă a fazelor de distribuţie ............................................... 128 7.5.8 Valvetronic & VANOS – sistemul de distribuție variabilă de la BMW ................... 131
Cap. 8 Studiu economic .......................................................................................................... 144 Cap. 9 Concluzii ..................................................................................................................... 147 BIBLIOGRAFIE .................................................................................................................... 148
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 3
Cap. 1 Studiu de nivel
Studiul de nivel este realizat ca o comparaţie între diferite modele existente pe piaţă, în
vederea alegerii tipului de autovehicul şi de motor asemănător celui cerut prin sarcina de
proiectare.
Tabel 1.1 Alegerea tipului de automobil şi motor ales in proiectare
Nr.
crt. Model
Cilindree Putere Turatie Cuplu maxim
][ 3cm ][kW min]/[rot ][Nm
1 Dacia Logan 1390 55 5500 112/3000 2 Fiat Linea 1368 57 6000 115/3000 3 Seat Ibitza 1390 55 5000 126/3800 4 Opel Astra 1364 66 5600 125/4000 5 Volkswagen Golf 6 1390 59 5000 132/3800 6 Renault Megane Sedane 1390 74 6000 127/3750 7 Skoda Octavia 2 1390 59 5000 135/3800 8 Peugeot 207 1360 55 5500 120/2800 9 Kia Cee’d 1396 80 6200 137/5000 10 Ford Focus 1388 59 5700 91/3500
Fig. 1.1 Alegerea modelului de autoturism în funcţie de putere
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 4
Fig. 1.2 Alegerea modelului de autoturism în funcţie de cilindree
Concluzii:
Din studiul de nivel al autovehiculelor din gama de cinci locuri, reiese că tendinţele
actuale duc la realizarea unui autoturism cu următoarele caracteristici:
� Caroseria este prevăzută cu 4 uşi şi în interior cu cinci scaune şi are o formă cât
mai aerodinamică şi mai compactă pentru ca forţele de rezistenţă ale aerului să fie cât mai mici;
� Puntea motoare e dispusă în faţă având o suspensie McPherson, braţ suspensie,
bară stabilizatoare;
� Puntea spate are o suspensie multibraţ, arc elicoidal, bară stabilizatoare;
� Cutia de viteze se tinde să fie manuală, în cinci trepte şi nu automată pentru că
această cutie are o fiabilitate scăzută şi se pierde plăcerea de a conduce un autoturism;
� Frânele autovehiculului tind să fie cu discuri ventilate faţă şi tambur spate;
� Anvelopele se aleg ţinând cont de aderenţa cursorului şi de amortizare cât mai
bună a oscilaţiilor şi a vibraţiilor ce apar în sistemul de rulare al autoturismului.
Conform acestui studiu, se alege spre proiectare un autoturism din clasa medie echipat cu
un motor cu aprindere prin scânteie, având o putere nominală Pn=55[kW] şi o turaţie
nn=6200[rot/min].
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 5
Cap. 2 Calculul termic al motorului
Calculul termic al unui motor, cunoscut şi sub denumirea de "calculul ciclului de lucru al
motorului", se efectueaza în scopul determinării anticipate a parametrilor proceselor ciclului
motor, a indicilor energetici şi de economicitate, a presiunii gazelor în cilindrii motorului. Aceste
date ale clculului permit stabilirea dimensiunilor fundamentale ale motorului, trasarea diagramei
indicate şi efectuarea calculelor de rezistenţă a principalelor piese ale motorului.
O metodă utilizată este metoda înbunăţită a lui Grineveţki, care constituie o metodă de
calcul analitic prin corectarea diagramei ciclului teoretic de referinţă.
Această metodă se poate aplica atât in stadiul de proiectare, cât şi incel de perfecţionare a
prototipului. Datele iniţiale necesare pentru calculul ciclului de lucru al unui motor in stare de
proiect se estimează după rezultatele cercetărilor efectuate pe motoare analoage. Coincidenţa
rezultatelor calculului cu acelor obţinute prin încercarea motorului depinde de alegera corectă a
parametrilor iniţiali, estimare dificilă îndeosebi când se realizează motoarele de construcţie
originală.
În cele ce urmează se prezintă calculul termic al motorului ales spre a fi studiat,
principalele caracteristici fiind prezentate în tabelul 2.1:
Tabelul 2.1: Principalele caracteristici ale motorului cu aprindere prin scânteie
Puterea nominală a motorului =nP 55/75 [ ]CPkW /
Turaţia nominală a motorului =n 6200 [ ]min/rot Numărul de cilindrii ai motorului =i 4 amplasati in linie
2.1 Alegerea parametrilor iniţiali
Se adoptă parametrii iniaţiali conform tabelului 2.2:
Tabelul 2.2: Alegerea parametrilor iniţiali
Temperatura iniţială =0T 293 [ ]K
Presiunea iniţială =0p 51002,1 ⋅ [ ]2/ mN
Temperatura gazelor reziduale =rT 1000 [ ]K
Presiunea gazelor reziduale =rp 5102,1 ⋅ [ ]2/ mN
Coeficientul de exces de aer =λ 1 Raportul de comprimare =ε 10,5
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 6
2.2 Parametrii procesului de schimbare a gazelor
Se adopta parametrii proceselor de schimbare a gazelor conform tabelului 2.3:
Tabelul 2.3: Alegerea parametrilor procesului de schimbare a gazelor
Presiunea la sfârşitul admisiei =ap 5108,0 ⋅ [ ]2/ mN
Preîncălzirea amestecului =∆T 25 [ ]K
Coeficientul de postumplere =pν 1,1
În continuare se calculează:
Coeficientul gazelor reziduale:
0.0474630 =−⋅⋅
⋅∆+
=rpa
r
rr pp
p
T
TT
νεγ (2.1)
Temperatura la sfârşitul arderii:
[ ]KTTT
Tr
rra 348.9028
10 =
+
⋅+∆+=
γ
γ (2.2)
Coeficientul de umplere:
0.7645110
0 =+
⋅−
⋅⋅
=r
p
a
av TP
TP
γ
ν
ε
εη (2.3)
2.3 Parametrii procesului de comprimare
Se adoptă Coeficientul politropic de comprimare: 34,11 =n
Presiunea la sfârşitul comprimării:
[ ]25 /1018.684591 mNpp nac ⋅=⋅= ε (2.4)
Temperatura la sfârşitul comprimării:
[ ]KTT nac 776.084211 =⋅= −ε (2.5)
2.4 Parametrii procesului de ardere
Se adoptă următoarea compoziţie a benzinei, conform tabelului 2.4:
Tabelul 2.4: Principalii componenţi ai benzinei
=c 0,854 [ ]kg
=h 0,142 [ ]kg
=o 0,004 [ ]kg
=iQ 43500 [ ]kgkJ /
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 7
Se adoptă Coeficientul de utilizare a căldurii: 9,0=ξ
Coeficientul de creştere a presiunii: 008772,0=cM
Aerul minim necesar arderii a 1kg de combustibil:
[ ]combaer kgkmolohc
L /50734,03241221,0
1min ⋅=
−+⋅= (2.6)
Cantitatea de aer reală necesară arderii:
[ ]combaer kgkmolLL /507341,0min ⋅=⋅= λ (2.7)
Cantitatea de încărcătură proaspătă, raportată la 1kg de combustibil:
[ ]combaerc kgkmolMLM /516113,0min1 ⋅=+⋅= λ (2.8)
Coeficientul teoretic de variaţie molară a încărcăturii proaspete:
1.052029M
12
c
2
hL0,79
µ1
0 =++⋅
= (2.9)
Coeficientul real de variaţie molară a încărcăturii proaspete:
1,049672γ1
γµµ
r
r0f =
+
+= (2.10)
Căldura specifică molară a amestecului iniţial:
[ ]KkgkJTC cmv ⋅⋅=⋅⋅+= − /33.50387104,1720 3' (2.11)
Căldura specifică molară medie a gazelor de ardere:
( ) ( ) [ ]KkgkJTTC zzmv ⋅⋅+=⋅⋅⋅++⋅+= − /00293,021108,135,156,24,18 4'' λλ (2.12)
Căldura specifică degajată de arderea incompletă:
( ) [ ]kgkJQQ iai /43500161000 =−⋅−= λ (2.13)
Temperatura la sfârşitul arderii Tz se calculează din următoarea ecuaţie:
( ) zfmvcmv
r
ai TCTCM
Q⋅⋅=⋅+
+⋅
⋅µ
γ
ξ '''
1 1 (2.14)
105457.622.043110.003076 2 =⋅+⋅ zz TT , de unde rezultă:
1783.254105457.60.003076422.043112 =⋅⋅−=∆ , iar:
[ ]KTz 3281.618003076,02
254,178304311,22=
⋅
+−= (2.15)
Presiunea la sfârşitul arderii:
[ ]25 /1082.93089 mNT
Tpp
c
zfcz ⋅=⋅⋅= µ (2.16)
Ţinând cont de rotunjirea diagramei avem:
[ ]25' /1078.78435 mNpp zzz ⋅=⋅Φ= (2.17)
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 8
Gradul de creştere a presiunii:
4.438464==c
z
p
pπ (2.18)
2.5 Parametrii procesului de destindere
Se adoptă Coeficientul politropic al destinderii: 25,12 =n
Presiunea la sfârşitul destinderii:
[ ]25 /104.3876272
mNp
pnz
b ⋅==ε
(2.19)
Temperatura la sfârşitul destinderii:
[ ]KT
Tn
zb 1823.017
12==
−ε (2.20)
2.6 Parametrii principali ai motorului
Se adopta Coeficientul de rotunjire a diagramei: 96,0=rµ
Randamentul mecanic: 8,0=mη
Presiunea medie a ciclului teoretic:
[ ]25
11
12
' /1012.336261
11
111
11 12mN
nn
pp
nnc
i ⋅=
−⋅
−−
−⋅
−⋅
−=
−− εε
π
ε (2.21)
Randamentul indicat al motorului:
0.438950
01 =⋅⋅
⋅⋅⋅=
iv
iMi Qp
TMpR
ηη (2.22)
Presiunea medie efectivă:
[ ]25 /10.4742449 mNpp imme ⋅=⋅= η (2.23)
Randamentul efectiv al motorului:
0.35116=⋅= ime ηηη (2.24)
Consumul specific efectiv de combustibil:
[ ]kWhgQ
gie
e /235.672136000
=⋅
=η
(2.25)
2.7 Dimensiuni fundamentale ale motorului
Raportul cursă-alezaj:
9,0==ΦD
S (2.26)
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 9
Capacitatea cilindrică necesară:
[ ]linp
PV
e
nh 0.353931
120000=
⋅⋅
⋅= (2.27)
Alezajul:
[ ]mmV
D h 79.4214
3 =Φ⋅
⋅=
π (2.28)
Cursa:
[ ]mmDS 71.4789=⋅Φ= (2.29)
Viteza medie a pistonului:
[ ]smnS
m /14.7723130
=⋅
=ω (2.30)
Cilindreea totală a motorului:
[ ]lViV ht 1.415723=⋅= (2.31)
Puterea litrică a motorului:
[ ]lkWV
PP
t
nl /.8494138== (2.32)
2.8 Trasarea diagramei indicate a motorului
Diagrama indicată are o importanţă deosebită in procesul de proiectare a unui motor, ea
reprezentând de fapt lucrul mecanic util produs de motor în timpul funcţionării şi fiind
determinată de evoluţia presiunii din cilindrul motorului pe durata celor patru timpi ai motorului
(admisie-comprimare-destindere-evacuare) în funcţie de volumul dizlocat de piston în timpul
mişcării între cele două puncte moarte (p.m.s.-p.m.i.).
Prin urmare, se vor calcula:
Volumul la sfârşitul cursei de admisie:
[ ]lVV ha 0.3911871
=−
⋅=ε
ε (2.33)
Volumul la sfârşitul compresiei:
[ ]lVV a
c 0.037256==ε
(2.34)
Cursa pistonului corespunzătoare unghiului de avans la aprindere:
( ) ( ) [ ]mmS
x sb
ss 6.0291322cos14
cos12
=
−+−= α
λα (2.35)
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 10
Cursa pistonului corespunzătoare unghiului de avans la deschiderea evacuării:
( ) ( ) [ ]mmS
x evb
evs 14.146872cos14
cos12
=
−−−= α
λα (2.36)
Unghiul de avans la aprindere:
RACs °= 30α
Unghiul de avans la evacuare:
RACev °= 60α
Raportul raza manivelei si lungimea bielei:
277778,0=bλ
În sistemul de coordonate p-V se vor plasa punctele a,c,z,b astfel:
-se plasează izocorele: z cV V= si a bV V=
-pentru trasarea prin puncte a politropelor de comprimare şi de destindere se utilizeaza ecuaţiile:
� politropa ac reprezintă procesul de comprimare şi se trasează conform formulei:
1n
ax a
x
Vp p
V
= ⋅
(2.37)
� politropa zb reprezintă procesul de destindere şi se trasează pornind de la relaţia:
2n
zx z
x
Vp p
V
= ⋅
(2.38)
Rezultatele calculelor efectuate pe baza relaţiilor de mai sus sunt trecute in tabelul 2.5:
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 11
Tabelul 2.5
[ ]RAC°α [ ]mS x [ ]lVx [ ]2/ mNpx
0 0 0.037256 120000
10 0.00069264 0.04068563 80000
20 0.002736008 0.05080346 80000
30 0.006029132 0.06710949 80000
40 0.010412371 0.08881328 80000
50 0.015679459 0.11489348 80000
60 0.021592584 0.14417256 80000
70 0.027898995 0.17539901 80000
80 0.034347495 0.20732902 80000
90 0.040703263 0.23879986 80000
100 0.046759676 0.26878844 80000
110 0.052346219 0.29645044 80000
120 0.057332034 0.32113791 80000
130 0.06162521 0.34239574 80000
140 0.065168385 0.35993991 80000
150 0.067931675 0.37362246 80000
160 0.069904203 0.38338951 80000
170 0.071085615 0.38923932 80000
180 0.0714789 0.39118669 80000
190 0.071085615 0.38923932 80536.86462
200 0.069904203 0.38338951 82187.76987
210 0.067931675 0.37362246 85079.49813
220 0.065168385 0.35993991 89441.05021
230 0.06162521 0.34239574 95635.05384
240 0.057332034 0.32113791 104212.1599
250 0.052346219 0.29645044 116003.0207
260 0.046759676 0.26878844 132274.1306
270 0.040703263 0.23879986 154995.6258
280 0.034347495 0.20732902 187309.8308
290 0.027898995 0.17539901 234362.8306
300 0.021592584 0.14417256 304777.1453
310 0.015679459 0.11489348 413132.425
320 0.010412371 0.08881328 583343.9751
330 0.006029132 0.06710949 849169.9561
340 0.002736008 0.05080346 1233071.127
350 0.00069264 0.04068563 1660481.494
360 0 0.037256 1868452.924
370 0.00069264 0.04068563 8669917.67
380 0.001574697 0.04505318 7632372.872
390 0.003547225 0.05482023 5972281.445
400 0.006310515 0.06850277 4520444.544
410 0.00985369 0.08604695 3399358.844
420 0.014146866 0.10730478 2579541.339
430 0.019132681 0.13199225 1991272.922
440 0.024719224 0.15965425 1569787.047
450 0.030775638 0.18964282 1265889.567
460 0.037131405 0.22111367 1044832.938
470 0.043579905 0.25304368 882717.9865
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 12
480 0.049886316 0.28427013 763224.5133
490 0.055799441 0.31354921 675202.7539
500 0.061066529 0.33962941 611026.0483
510 0.065449768 0.3613332 565498.5659
520 0.068742892 0.37763923 535143.1332
530 0.07078626 0.38775705 420000
540 0.0714789 0.39118669 330000
550 0.07078626 0.38775705 190000
560 0.068742892 0.37763923 150000
570 0.065449768 0.3613332 120000
580 0.061066529 0.33962941 120000
590 0.055799441 0.31354921 120000
600 0.049886316 0.28427013 120000
610 0.043579905 0.25304368 120000
620 0.037131405 0.22111367 120000
630 0.030775638 0.18964282 120000
640 0.024719224 0.15965425 120000
650 0.019132681 0.13199225 120000
660 0.014146866 0.10730478 120000
670 0.00985369 0.08604695 120000
680 0.006310515 0.06850277 120000
690 0.003547225 0.05482023 120000
700 0.001574697 0.04505318 120000
710 0.000393285 0.03920337 120000
720 0 0.037256 120000
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 13
Cap. 3 Calculul cinematic si dinamic al motorului
3.1 Cinematica mecanismului bielă-manivelă
Analizele cinematice si calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă sunt necesare
pentru determinarea forţelor care acţionează asupra pieselor motorului.
Cercetările de detaliu ale cinematicii mecanismului bielă-manivelă din cauza regimului
variabil de funcţionare, sunt foarte complexe. La determinarea sarcinilor de pe piesele motorului
se folosesc însa formule simplificate obţinute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a
arborelui cotit si la regim stabilizat, care dau o precizie suficientă şi uşurează esenţial calculul.
La o viteză unghiulară constantă de rotaţie a arborelui cotit, unghiul de rotaţie este
proporţional cu timpul şi prin urmare toate mărimile cinematice pot fi exprimate în funcţie de
unghiul α de rotaţie a arborelui cotit.
Se va considera, în calcule, că poziţia iniţială pentru măsurarea unghiului α este poziţia
corespunzătoare pentru care pistonul este la distanţa maximă de la axa arborelui cotit.
În construcţia de automobile se întâlnesc
soluţii constructive cu mecanism bielă-manivelă de
tip axat, când axa cilindrului intersectează axa
arborelui cotit, si mecanism bielă-manivelă de tip
dezaxat.
În cazul de faţa se va lucra cu un mecanism
bielă-manivelă axat, conform figurii 3.1.
Pe schema principală a mecanismului bielă-
manivelă s-au făcut următoarele notaţii:
α - unghiul de rotaţie al manivelei la un
moment dat, care se masoară de la axa cilindrului în
sensul de rotaţie al arborelui cotit. (sensul acelor de
ceasornic);
β - unghiul de înclinare al axei bielei, în
planul ei de oscilaţie, de o parte a axei cilindrului.
ω - viteza unghiulară de rotaţie a arborelui
Fig. 3.1 Mecanismul bielă-manivelă cotit.
de tip axat [ ]193333,64830
−=⋅
= snπ
ω
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 14
[ ]mmRS 712 =⋅= - cursa pistonului sau distanţa între p.m.s. şi p.m.i.
[ ]mmR 5,35= - raza manivelei sau distanţa între axa arborelui cotit şi axa fusului
maneton.
b
b l
R=λ - raportul dintre raza manivelei şi lungimea bielei.
Pentru motoarele contemporane de automobile se folosesc limitele:8,3
1...
0,3
1=bλ
Se va adopta:1
3.6λ =
[ ]mmR
lb
b 128==λ
- lungimea bielei.
Stabilirea ecuaţiilor de mişcare ale pistonului:
Spaţiul parcurs de piston : [ ]mmx p este expresia obţinută din geometria mecanismului
bielă-manivelă, prin operaţii matematice specifice geometriei plane si trigonometriei.
(1 cos ) (1 cos(2 ) ,[ ]4px r mmλ
α α
= ⋅ − + ⋅ − ⋅ (3.1)
Viteza pistonului : [ ]smv p / se obţine prin derivarea ecuaţiei spaţiului parcurs de piston.
[sin sin 2 ],2p
mv r
s
λω α α
= ⋅ ⋅ + ⋅ ⋅
(3.2)
Se observă că viteza pistonului este compusă din două armonice:
1 sinpv r ω α= ⋅ ⋅ - armonica de ordinul I (3.3)
2 sin 22pv rλ
ω α= ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ - armonica de ordinul II (3.4)
Acceleraţia pistonului : [ ]2/ sma p este expresia derivatei de ordinul II al spaţiului
parcurs de piston sau a derivatei de ordinul I a vitezei pistonului:
22
[cos cos2 ],p
ma r
sω α λ α
= ⋅ ⋅ + ⋅ ⋅
(3.5)
De asemenea se observă două armonici care dau doua acceleraţii:
21 cospa r ω α= ⋅ ⋅ - acceleraţia de ordinul I (3.6)
22 cos 2pa r ω λ α= ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ - acceleraţia de ordinul II (3.7)
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 15
Valorile variaţiei acestor mărimi caracteristice în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui
cotit sunt prezentate in tabelul 3.1.
Tabelul 3.1
[ ]RAC°α [ ]mmS p [ ]smv p / [ ]2/ sma p
0 0 0 19.231066
10 0.6926398 5.129048512 18.750292
20 2.7360083 10.00284593 17.345326
30 6.0291315 14.38588686 15.124362
40 10.412371 18.08011114 12.25524
50 15.679459 20.93874777 8.9482452
60 21.592584 22.87493851 5.4348665
70 27.898995 23.86437707 1.9449634
80 34.347495 23.94188353 -1.315067
90 40.703263 23.19252042 -4.1806666
100 46.759676 21.73846432 -6.542016
110 52.346219 19.72330352 -8.3501162
120 57.332034 17.29568521 -9.6155331
130 61.62521 14.59425501 -10.400176
140 65.168385 11.73561839 -10.80331
150 67.931675 8.806633563 -10.943695
160 69.904203 5.861772385 -10.940173
170 71.085615 2.925629301 -10.893209
180 71.4789 2.05214E-15 -10.869733
190 71.085615 -2.925629301 -10.893209
200 69.904203 -5.861772385 -10.940173
210 67.931675 -8.806633563 -10.943695
220 65.168385 -11.73561839 -10.80331
230 61.62521 -14.59425501 -10.400176
240 57.332034 -17.29568521 -9.6155331
250 52.346219 -19.72330352 -8.3501162
260 46.759676 -21.73846432 -6.542016
270 40.703263 -23.19252042 -4.1806666
280 34.347495 -23.94188353 -1.315067
290 27.898995 -23.86437707 1.9449634
300 21.592584 -22.87493851 5.4348665
310 15.679459 -20.93874777 8.9482452
320 10.412371 -18.08011114 12.25524
330 6.0291315 -14.38588686 15.124362
340 2.7360083 -10.00284593 17.345326
350 0.6926398 -5.129048512 18.750292
360 0 -7.26143E-15 19.231066
370 0.6926398 5.129048512 18.750292
380 2.7360083 10.00284593 17.345326
390 6.0291315 14.38588686 15.124362
400 10.412371 18.08011114 12.25524
410 15.679459 20.93874777 8.9482452
420 21.592584 22.87493851 5.4348665
430 27.898995 23.86437707 1.9449634
440 34.347495 23.94188353 -1.315067
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 16
450 40.703263 23.19252042 -4.1806666
460 46.759676 21.73846432 -6.542016
470 52.346219 19.72330352 -8.3501162
480 57.332034 17.29568521 -9.6155331
490 61.62521 14.59425501 -10.400176
500 65.168385 11.73561839 -10.80331
510 67.931675 8.806633563 -10.943695
520 69.904203 5.861772385 -10.940173
530 71.085615 2.925629301 -10.893209
540 71.4789 6.15643E-15 -10.869733
550 71.085615 -2.925629301 -10.893209
560 69.904203 -5.861772385 -10.940173
570 67.931675 -8.806633563 -10.943695
580 65.168385 -11.73561839 -10.80331
590 61.62521 -14.59425501 -10.400176
600 57.332034 -17.29568521 -9.6155331
610 52.346219 -19.72330352 -8.3501162
620 46.759676 -21.73846432 -6.542016
630 40.703263 -23.19252042 -4.1806666
640 34.347495 -23.94188353 -1.315067
650 27.898995 -23.86437707 1.9449634
660 21.592584 -22.87493851 5.4348665
670 15.679459 -20.93874777 8.9482452
680 10.412371 -18.08011114 12.25524
690 6.0291315 -14.38588686 15.124362
700 2.7360083 -10.00284593 17.345326
710 0.6926398 -5.129048512 18.750292
720 0 -1.45229E-14 19.231066
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 17
3.2 Dinamica mecanismului bielă-manivelă
Prin calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă se urmăreşte determinarea mărimii
şi caracterului variaţiei sarcinilor care actionează asupra pieselor motorului. Cercetările în detaliu
sunt foarte complexe din cauza regimului variabil de funcţionare. De aceea se folosesc relaţii
simplificate, obtinute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit si la regim
stabilizat.
Forţele care acţioneaza in mecanismul bielă – manivelă
Asupra mecanismului bielã-manivelã, actioneazã fortele date de presiunea gazelor din
cilindru si fortele de inertie ale maselor mecanismului aflate în miscare. Fortele de frecare vor fi
considerate neglijabile. Fortele de inertie sunt constituite din fortele de inertie ale maselor aflate
în miscare alternativã de translatie si forte de inertie ale maselor aflate în miscare de rotatie.
Pentru calculul organelor mecanismului bielã-manivelã, al sarcinilor în lagãre, pentru
cercetarea oscilatiilor de torsiune, etc., trebuie determinate valorile maxime, minime si medii ale
acestor forte. De aceea mãrimile fortelor se vor determina pentru o serie de pozitii succesive ale
mecanismului, functie de unghiul de rotatie al arborelui cotit.
Pentru determinarea fortelor din elementele mecanismului bielã-manivelã este
recomandabil sã se înceapã cu determinarea fortelor care acþioneazã dupã axa cilindrului ,
cercetând separat fortele de presiune a gazelor si fortele de inertie.
Fig. 3.2 Forţele si momentele care actionează în mecanismul bielă-manivelă
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 18
Forţa de presiune a gazelor
Forţa dată de presiunea gazelor pe piston se determină cu relaţia:
[ ]NApF pgg ⋅= (3.8)
−=
2m
Nppp cartxg (3.9)
în care [ ]22
0049515,04
mD
Ap =⋅
=π
- aria suprafeţei capului pistonului (3.10)
gp - presiunea gazelor în cilindru după diagrama indicată.
Forţa de presiune a gazelor este îndreptată după axa
cilindrului si poate fi considerată în axa bolţului de piston.
Această forţă este considerată pozitivă când este orientată
spre axa arborelui cotit si negativă când este orientată invers.
Calculul valorilor forţelor Fg se face tabelar - tabelul
3.2 - şi se construieşte curba Fg = f(α).
Fig. 3.3 Presiunea gazelor în cilindru
Forţele de inerţie
Forţele de inerţie sunt produse de masele aflate în mişcare accelerată şi anume: piston
asamblat (piston, bolţ, segmenţi, siguranţele bolţului), bielă şi arbore cotit.
Forţele de inerţie sunt îndreptate în sens opus acceleraţiei şi sunt date de formula
generalã:
[ ]NamF ⋅−= (3.11)
în care m - masa elementelor în mişcare, [kg];
a - acceleraţia maselor, [m/s2]. În funcţie de felul mişcării elementelor mecanismului motor distingem următoarele tipuri
de forţe de inerţie:
a) Forţele de inerţie produse de masele elementelor aflate în mişcare de translaţie (Fj);
b) Forţele de inerţie produse de masele neechilibrate ale elementelor aflate în mişcare de
rotaţie (Fr).
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 19
Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de translaţie
Aceste forţe se determină prin multiplicarea acestor mase (mj), considerate in axa bolţului
de piston, cu acceleraţia pistonului, adică:
[ ]NamF pjj ⋅−= (3.11)
Masele aflate in mişcare de translaţie sunt constituite din masa pistonului asamblat (mp),
care cuprinde masa pistonului, segmenţilor, bolţului şi siguranţelor acestuia şi o parte din masa
bielei ( bm1 ), care se consideră concentrată în axa piciorului acesteia. Astfel:
[ ]kgmmm bpj 1+= (3.12)
Întreaga masa a bielei se consideră aproximativ concentrată în cele doua axe în care este
articulată, respectiv în axa piciorului bielei ( bm1 ) şi în axa capului bielei ( bm2 ).
Prima componentă este luata în calcul la determinarea forţei de inerţie Fj, iar a doua
componentă se adaugă maselor rotitoare ale manivelei.
Din documentaţia de specialitate se vor adopta urmatoarele mase specifice:
[ ]kgAmmm
kgm pppp 35,070 '
2' =⋅=⇒
= (3.13)
[ ]kgAmmm
kgm pbbb 495,0100 '
2
' =⋅=⇒
= (3.14)
Pentru majoritatea motoarelor de autovehicule repartizarea masei bielei pe cele două
componente se află în limitele următoare:
[ ][ ]kgmm
kgmm
bb
bb
359,075,0
136,025,0
2
1
=⋅=
=⋅= (3.15)
Forţa de inerţie Fj se poate exprima ţinând seama de expresia generalizată a acceleraţiei
pistonului:
( )[ ]NrmF jj αλαω 2coscos2 ⋅+⋅⋅⋅−= (3.16)
Se observă apariţia în expresia forţei de inerţie a maselor în mişcare de translaţie a doua
armonici:
21 jjj FFF += (3.17)
Această problemă este foarte importantă în studiul echilibrării motoarelor. Din acest
punct de vedere se desprind următoarele concluzii:
� 1 1 1( )j p b pF m m a= + ⋅ - componentă care se echilibrează parţial cu ajutorul
contragreutăţilor amplasate pe arbore;
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 20
� 2 1 2( )j p b pF m m a= + ⋅ - componentă care nu se poate echilibra cu contragreutaţi
deoarece prezintă o viteză de rotaţie dublă faţă de cea a arborelui cotit, însă se pot echilibra total
cu contragreutăţi plasate pe arbori suplimentari care se rotesc cu viteza unghiulară dublă faţă de
arborele cotit.
Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie
Masele din mecanismul motor care dau forţe de inerţie în mişcare de rotaţie sunt:
� masa bielei concentrată în axa capului bielei ( bm2 );
� masa fusului maneton ( fmm );
� masa neechilibrată a braţului, care va fi redusă la distanţa r.
Expresia forţei de inerţie a maselor în mişcare de rotaţie este:
[ ]NrmF rr2ω⋅⋅−= (3.18)
unde: rm - masa elementelor în mişcare de rotaţie.
2 22 2r b fm br b fm brm m m m m m mr
ρρ= + + ⋅ ⋅ = + + ⋅ ⋅ (3.19)
Observaţie : Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie nu prezintă un pericol
pentru echilibrarea motorului întrucât ele se echilibrează total cu ajutorul unor contragreutăţi
plasate pe arborele cotit al motorului.
Forţele rezultante din mecanismul motor şi momentul motorului monocilindric
Conform figurii 3.2 vom întâlni următoarele forţe:
Forţa sumară care acţionează de-a lungul axei cilindrului si este egală cu suma algebrică
a forţei create de presiunea gazelor Fg şi forţa de inerţie a maselor în mişcare de translaţie Fj.
[ ]NFFF jg += (3.20)
Valorile variaţiei acestor forţe în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui cotit sunt
prezentate in tabelul 3.2.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 21
Tabelul 3.2
[ ]RAC°α [ ]2/ mNpx [ ]NFg [ ]NF j [ ]NFFF jg +=
0 120000 89.1277338 -2298.57511 -2209.447373
10 80000 -108.9339 -2241.11099 -2350.044891
20 80000 -108.9339 -2073.18377 -2182.117663
30 80000 -108.9339 -1807.72511 -1916.65901
40 80000 -108.9339 -1464.79606 -1573.729952
50 80000 -108.9339 -1069.5306 -1178.4645
60 80000 -108.9339 -649.597313 -758.5312096
70 80000 -108.9339 -232.469928 -341.4038245
80 80000 -108.9339 157.182153 48.24825611
90 80000 -108.9339 499.690241 390.7563438
100 80000 -108.9339 781.928311 672.9944138
110 80000 -108.9339 998.039792 889.105895
120 80000 -108.9339 1149.28755 1040.353656
130 80000 -108.9339 1243.0712 1134.137306
140 80000 -108.9339 1291.25546 1182.321559
150 80000 -108.9339 1308.03487 1199.100975
160 80000 -108.9339 1307.6139 1198.680005
170 80000 -108.9339 1302.00053 1193.066634
180 80000 -108.9339 1299.19463 1190.260729
190 80526.90155 -106.32492 1302.00053 1195.675609
200 82168.72935 -98.195345 1307.6139 1209.418557
210 85043.81446 -83.959244 1308.03487 1224.075628
220 89378.49112 -62.495916 1291.25546 1228.75954
230 95530.7137 -32.032935 1243.0712 1211.038268
240 104043.0872 10.1164296 1149.28755 1159.403983
250 115732.2291 67.9956924 998.039792 1066.035484
260 131839.4682 147.751343 781.928311 929.6796539
270 154288.1592 258.906952 499.690241 758.5971923
280 186129.9545 416.572899 157.182153 573.7550523
290 232327.0386 645.319644 -232.469928 412.8497165
300 301111.5237 985.908826 -649.597313 336.3115135
310 406202.0846 1506.26902 -1069.5306 436.738419
320 569594.3782 2315.31262 -1464.79606 850.5165695
330 821052.9846 3560.42016 -1807.72511 1752.695052
340 1177093.232 5323.36796 -2073.18377 3250.184198
350 1564684.819 7242.54351 -2241.11099 5001.432513
360 1750213.272 8161.1952 -2298.57511 5862.620097
370 7157903.759 34937.5951 -2241.11099 32696.48409
380 6338412.319 30879.8498 -2073.18377 28806.66605
390 5008642.605 24295.4409 -1807.72511 22487.71576
400 3825732.404 18438.2128 -1464.79606 16973.41674
410 2898556.238 13847.2622 -1069.5306 12777.73161
420 2212358.91 10449.5282 -649.597313 9799.930858
430 1715402.093 7988.82623 -232.469928 7756.356304
440 1356837.602 6213.37954 157.182153 6370.561692
450 1096935.547 4926.46392 499.690241 5426.154159
460 907122.0867 3986.59483 781.928311 4768.523143
470 767495.0289 3295.22576 998.039792 4293.265556
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 22
480 664338.1923 2784.44048 1149.28755 3933.728036
490 588216.396 2407.52031 1243.0712 3650.591508
500 532642.3424 2132.34311 1291.25546 3423.598569
510 493179.1766 1936.93964 1308.03487 3244.974511
520 466849.0785 1806.56508 1307.6139 3114.178987
530 420000 1574.58996 1302.00053 2876.590494
540 330000 1128.95129 1299.19463 2428.14592
550 240000 683.312625 1302.00053 1985.313157
560 150000 237.673957 1307.6139 1545.287859
570 120000 89.1277338 1308.03487 1397.162606
580 120000 89.1277338 1291.25546 1380.38319
590 120000 89.1277338 1243.0712 1332.198937
600 120000 89.1277338 1149.28755 1238.415287
610 120000 89.1277338 998.039792 1087.167526
620 120000 89.1277338 781.928311 871.0560443
630 120000 89.1277338 499.690241 588.8179743
640 120000 89.1277338 157.182153 246.3098867
650 120000 89.1277338 -232.469928 -143.3421939
660 120000 89.1277338 -649.597313 -560.469579
670 120000 89.1277338 -1069.5306 -980.4028697
680 120000 89.1277338 -1464.79606 -1375.668321
690 120000 89.1277338 -1807.72511 -1718.597379
700 120000 89.1277338 -2073.18377 -1984.056033
710 120000 89.1277338 -2241.11099 -2151.983261
720 120000 89.1277338 -2298.57511 -2209.447373
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 23
Forţa F aplicată în axa bolţului se descompune în două componente:
Componenta normala N ( de sprijin ) după axa cilindrului - această forţă striveşte pelicula
de ulei. Această componentă dă naştere unui moment care tinde să rotească blocul motor în jurul
arborelui cotit în sens invers faţă de sensul de rotaţie al acestuia, moment ce se transmite la
punctele de fixare a motorului pe şasiu.
Momentul dat de forţa N este egal ca valoare absolută cu momentul dezvoltat de forţele
active pe manivela arborelui cotit.
Din punct de vedere a convenţiei de semn, forţa N este considerată pozitivă atunci când
tinde să roteasca mecanismul invers sensului de rotaţie.
[ ]NtgFN β⋅= (3.21)
( )αλβαλβ sinarcsinsinsin ⋅=⇒⋅= (3.22)
Forţa din lungul bielei S, care este un vector alunecător.
[ ]NF
Sβcos
= (3.23)
Această forţă se transmite fusului maneton şi se consideră pozitivă când comprimă biela,
şi negativă atunci când solicită biela la întindere.
Forţa S, fiind un vector alunecător, este transpusă în axa fusului maneton şi se
descompune în două componente:
Componenta radială Z, considerată pozitivă atunci când acţionează spre axa arborelui
cotit.
( )[ ]NFZβ
βα
cos
cos +⋅= (3.24)
Componenta tangenţială T, care se va considera pozitivă atunci când este orientată în
sensul de rotaţie al arborelui cotit.
( )[ ]NFT
β
βα
cos
sin +⋅= (3.25)
Observaţie: Singura forţă care furnizează moment este forţa T. Momentul motor va fi
dat, prin urmare, de forţa T.
Momentul monocilindrului:
[ ]mNrTM ⋅⋅= (3.26)
Valorile variaţiei acestor forţe (N, S, Z, T şi M) în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui
cotit sunt prezentate in tabelul 3.3.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 24
Tabelul 3.3
[ ]RAC°α [ ]NF [ ]RAC°β [ ]NN [ ]NS [ ]NT [ ]NZ [ ]mNM ⋅
0 -2209.447 0 0 -2209.45 0 -2209.45 0
10 -2350.045 0.048254 -1.9792 -2350.05 -410.03 -2314 -14.6543
20 -2182.118 0.095149 -3.62377 -2182.12 -749.733 -2049.28 -26.7951
30 -1916.659 0.139339 -4.66119 -1916.66 -962.366 -1657.54 -34.3944
40 -1573.73 0.179515 -4.93071 -1573.74 -1015.35 -1202.38 -36.2881
50 -1178.465 0.21443 -4.41043 -1178.47 -905.591 -754.124 -32.3653
60 -758.5312 0.242945 -3.21634 -758.538 -658.515 -376.48 -23.535
70 -341.4038 0.264085 -1.57359 -341.407 -321.353 -115.288 -11.485
80 48.24826 0.27709 0.233337 48.24882 47.55578 8.14843 1.699617
90 390.7563 0.28148 1.919705 390.7611 390.7563 -1.91971 13.96542
100 672.9944 0.27709 3.254715 673.0023 662.2049 -120.07 23.66684
110 889.1059 0.264085 4.098048 889.1153 834.0846 -307.943 29.80973
120 1040.354 0.242945 4.411332 1040.363 898.767 -523.997 32.12144
130 1134.137 0.21443 4.244531 1134.145 866.0712 -732.261 30.95291
140 1182.322 0.179515 3.704371 1182.327 757.1439 -908.092 27.05991
150 1199.101 0.139339 2.916136 1199.105 597.025 -1039.91 21.33735
160 1198.68 0.095149 1.990608 1198.682 408.1021 -1127.07 14.58535
170 1193.067 0.048254 1.004797 1193.067 206.1843 -1175.12 7.368914
180 1190.261 3.4E-17 7.07E-16 1190.261 1.46E-13 -1190.26 5.21E-15
190 1195.676 -0.04825 -1.00699 1195.676 -206.635 -1177.69 -7.38503
200 1209.419 -0.09515 -2.00844 1209.42 -411.758 -1137.17 -14.716
210 1224.076 -0.13934 -2.97687 1224.079 -609.46 -1061.57 -21.7818
220 1228.76 -0.17951 -3.84987 1228.766 -786.882 -943.759 -28.1227
230 1211.038 -0.21443 -4.53233 1211.047 -924.796 -781.912 -33.0517
240 1159.404 -0.24295 -4.91613 1159.414 -1001.62 -583.959 -35.7972
250 1066.035 -0.26408 -4.91355 1066.047 -1000.07 -369.223 -35.7418
260 929.6797 -0.27709 -4.49609 929.6905 -914.775 -165.865 -32.6936
270 758.5972 -0.28148 -3.72683 758.6063 -758.597 -3.72683 -27.1118
280 573.7551 -0.27709 -2.77478 573.7618 -565.52 96.8989 -20.2114
290 412.8497 -0.26408 -1.9029 412.8541 -388.603 139.4148 -13.8884
300 336.3115 -0.24295 -1.42604 336.3145 -291.967 166.9208 -10.4348
310 436.7384 -0.21443 -1.6345 436.7415 -335.612 279.4779 -11.9946
320 850.5166 -0.17951 -2.66478 850.5207 -548.743 649.8206 -19.6118
330 1752.695 -0.13934 -4.26244 1752.7 -880.039 1515.747 -31.4521
340 3250.184 -0.09515 -5.39747 3250.189 -1116.7 3052.328 -39.9103
350 5001.433 -0.04825 -4.21219 5001.434 -872.638 4924.718 -31.1876
360 5862.62 -6.8E-17 -7E-15 5862.62 -1.4E-12 5862.62 -5.1E-14
370 32696.48 0.048254 27.53688 32696.5 5704.803 32194.97 203.8865
380 28806.67 0.095149 47.83827 28806.71 9897.413 27053.05 353.7281
390 22487.72 0.139339 54.68866 22487.78 11291.22 19447.59 403.542
400 16973.42 0.179515 53.17998 16973.5 10951.04 12968.21 391.3842
410 12777.73 0.21443 47.82092 12777.82 9819.049 8176.735 350.9274
420 9799.931 0.242945 41.5539 9800.019 8507.766 4863.979 304.0629
430 7756.356 0.264085 35.75043 7756.439 7300.818 2619.236 260.9272
440 6370.562 0.27709 30.80911 6370.636 6279.128 1075.895 224.4126
450 5426.154 0.28148 26.65758 5426.22 5426.154 -26.6576 193.9278
460 4768.523 0.27709 23.06138 4768.579 4692.074 -850.756 167.6921
470 4293.266 0.264085 19.78843 4293.311 4027.582 -1486.98 143.9436
480 3933.728 0.242945 16.67989 3933.763 3398.368 -1981.31 121.4558
490 3650.592 0.21443 13.66241 3650.617 2787.733 -2357.02 99.63206
500 3423.599 0.179515 10.72659 3423.615 2192.43 -2629.52 78.35623
510 3244.975 0.139339 7.891567 3244.984 1615.653 -2814.18 57.74255
520 3114.179 0.095149 5.171613 3114.183 1060.252 -2928.14 37.89283
530 2876.59 0.048254 2.422656 2876.592 497.1288 -2833.31 17.76711
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 25
540 2428.146 1.02E-16 4.33E-15 2428.146 8.92E-13 -2428.15 3.19E-14
550 1985.313 -0.04825 -1.67203 1985.314 -343.099 -1955.44 -12.2622
560 1545.288 -0.09515 -2.56621 1545.29 -526.108 -1452.97 -18.8028
570 1397.163 -0.13934 -3.39781 1397.167 -695.639 -1211.68 -24.8617
580 1380.383 -0.17951 -4.32492 1380.39 -883.98 -1060.21 -31.593
590 1332.199 -0.21443 -4.98578 1332.208 -1017.32 -860.14 -36.3584
600 1238.415 -0.24295 -5.25116 1238.426 -1069.87 -623.755 -38.2367
610 1087.168 -0.26408 -5.01095 1087.179 -1019.89 -376.542 -36.4503
620 871.056 -0.27709 -4.21257 871.0662 -857.091 -155.406 -30.632
630 588.818 -0.28148 -2.89274 588.8251 -588.818 -2.89274 -21.044
640 246.3099 -0.27709 -1.1912 246.3128 -242.775 41.59816 -8.67664
650 -143.3422 -0.26408 0.66069 -143.344 134.9236 -48.4051 4.822094
660 -560.4696 -0.24295 2.376516 -560.475 486.5692 -278.177 17.38971
670 -980.4029 -0.21443 3.669177 -980.41 753.3907 -627.38 26.92577
680 -1375.668 -0.17951 4.310152 -1375.68 887.5643 -1051.05 31.72106
690 -1718.597 -0.13934 4.179517 -1718.6 862.9183 -1486.26 30.84022
700 -1984.056 -0.09515 3.294856 -1984.06 681.6833 -1863.28 24.36299
710 -2151.983 -0.04825 1.812394 -2151.98 375.4728 -2118.98 13.41919
720 -2209.447 -1.4E-16 5.25E-15 -2209.45 1.08E-12 -2209.45 3.87E-14
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 26
Stelajul motorului. Decalajul funcţionării cilindrilor. Ordinea de aprindere.
Momentul total al motorului
Stelajul poate fi definit ca fiind decalajul geometric al braţelor arborelui cotit. Forma
stelajului se alege în funcţie de următoarele elemente importante:
� ordinea de funcţionare a cilindrilor să nu determine apariţia exploziilor în doi
cilindrii apropiaţi;
� să asigure un echilibraj natural al forţelor şi momentelor de inerţie pe grupe de
câte doi cilindrii.
Această împrejurare conduce la apariţia arborilor cotiţi simetrici faţă de palierul central
(arbori în oglindă).
Ordinea de aprindere este ordinea în care
apare fenomenul de ardere la cilindrii
motorului. Se va stabili următoarea ordine
de aprindere pentru motorul considerat:
1 – 3 – 4 – 2.
Decalajul funcţionării cilindrilor
este unghiul măsurat în [ ]RAC° care
marchează începutul ciclului între cilindrii
succesivi în funcţionare.
Fig. 3.4 Schiţa arborelui cotit
În cazul de faţă, unghiul de decalaj va fi:
[ ]RACi
°== 180720
θ (3.27)
Pentru a se putea stabili care este momentul rezultat la un unghi oarecare de rotaţie a
arborelui cotit din toţi cilindrii motorului, va trebui să se stabilească diagrama de funcţionare a
motorului.
Tabelul 3.4 Diagrama de funcţionare a motorului
Unghi
Cilindru
0°
180°
180°
360°
360°
540°
540°
720°
Cil. 1. A C D E
Cil. 2. C D E A
Cil. 3. E A C D
Cil. 4. D E A C
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 27
Momentul total al motorului reprezintă suma momentelor cilindrilor şi are variaţia
valorilor prezentată în tabelul 3.5.
Tabelul 3.5
[ ]RAC°α 1M 2M 3M 4M ∑=
=4
1iit MM
0 0 3.19E-14 5.212E-15 -5.134E-14 -1.42E-14
10 -14.6543 -12.26218 -7.3850282 203.886536 169.5851
20 -26.7951 -18.80282 -14.716011 353.728108 293.4142
30 -34.3944 -24.86175 -21.781757 403.54198 322.504
40 -36.2881 -31.59296 -28.122738 391.384154 295.3804
50 -32.3653 -36.35841 -33.051694 350.92741 249.152
60 -23.535 -38.23669 -35.797178 304.062878 206.494
70 -11.485 -36.45029 -35.741778 260.927225 177.2502
80 1.699617 -30.63197 -32.693555 224.412599 162.7867
90 13.96542 -21.04403 -27.111846 193.927765 159.7373
100 23.66684 -8.676636 -20.211383 167.692144 162.471
110 29.80973 4.8220942 -13.888445 143.943563 164.6869
120 32.12144 17.389714 -10.434752 121.45582 160.5322
130 30.95291 26.925768 -11.994577 99.6320552 145.5162
140 27.05991 31.721061 -19.611768 78.3562315 117.5254
150 21.33735 30.840224 -31.452107 57.7425481 78.46801
160 14.58535 24.362986 -39.910259 37.8928311 36.9309
170 7.368914 13.419192 -31.187596 17.7671116 7.367622
180 5.21E-15 3.87E-14 -5.134E-14 3.1896E-14 2.45E-14
190 -7.38503 0 203.88654 -12.262183 184.2393
200 -14.716 -14.65425 353.72811 -18.802815 305.555
210 -21.7818 -26.79506 403.54198 -24.861745 330.1034
220 -28.1227 -34.39444 391.38415 -31.592964 297.274
230 -33.0517 -36.2881 350.92741 -36.358414 245.2292
240 -35.7972 -32.36533 304.06288 -38.236691 197.6637
250 -35.7418 -23.53498 260.92723 -36.450288 165.2002
260 -32.6936 -11.48497 224.4126 -30.63197 149.6021
270 -27.1118 1.6996172 193.92777 -21.044031 147.4715
280 -20.2114 13.965417 167.69214 -8.6766355 152.7695
290 -13.8884 23.66684 143.94356 4.82209422 158.5441
300 -10.4348 29.809726 121.45582 17.3897139 158.2205
310 -11.9946 32.121439 99.632055 26.9257683 146.6847
320 -19.6118 30.95291 78.356231 31.7210606 121.4184
330 -31.4521 27.059908 57.742548 30.8402239 84.19057
340 -39.9103 21.337347 37.892831 24.3629855 43.6829
350 -31.1876 14.585346 17.767112 13.4191925 14.58405
360 -5.1E-14 7.368914 3.19E-14 3.8697E-14 7.368914
370 203.8865 5.212E-15 -12.262183 0 191.6244
380 353.7281 -7.385028 -18.802815 -14.654252 312.886
390 403.542 -14.71601 -24.861745 -26.79506 337.1692
400 391.3842 -21.78176 -31.592964 -34.394439 303.615
410 350.9274 -28.12274 -36.358414 -36.288095 250.1582
420 304.0629 -33.05169 -38.236691 -32.36533 200.4092
430 260.9272 -35.79718 -36.450288 -23.534981 165.1448
440 224.4126 -35.74178 -30.63197 -11.484974 146.5539
450 193.9278 -32.69356 -21.044031 1.69961725 141.8898
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 28
460 167.6921 -27.11185 -8.6766355 13.9654168 145.8691
470 143.9436 -20.21138 4.8220942 23.6668404 152.2211
480 121.4558 -13.88845 17.389714 29.8097261 154.7668
490 99.63206 -10.43475 26.925768 32.1214393 148.2445
500 78.35623 -11.99458 31.721061 30.9529101 129.0356
510 57.74255 -19.61177 30.840224 27.0599078 96.03091
520 37.89283 -31.45211 24.362986 21.3373466 52.14106
530 17.76711 -39.91026 13.419192 14.5853463 5.861391
540 3.19E-14 -31.1876 3.87E-14 7.36891401 -23.81868
550 -12.2622 -5.13E-14 0 5.2117E-15 -12.26218
560 -18.8028 203.88654 -14.654252 -7.3850282 163.0444
570 -24.8617 353.72811 -26.79506 -14.716011 287.3553
580 -31.593 403.54198 -34.394439 -21.781757 315.7728
590 -36.3584 391.38415 -36.288095 -28.122738 290.6149
600 -38.2367 350.92741 -32.36533 -33.051694 247.2737
610 -36.4503 304.06288 -23.534981 -35.797178 208.2804
620 -30.632 260.92723 -11.484974 -35.741778 183.0685
630 -21.044 224.4126 1.6996172 -32.693555 172.3746
640 -8.67664 193.92777 13.965417 -27.111846 172.1047
650 4.822094 167.69214 23.66684 -20.211383 175.9697
660 17.38971 143.94356 29.809726 -13.888445 177.2546
670 26.92577 121.45582 32.121439 -10.434752 170.0683
680 31.72106 99.632055 30.95291 -11.994577 150.3114
690 30.84022 78.356231 27.059908 -19.611768 116.6446
700 24.36299 57.742548 21.337347 -31.452107 71.99077
710 13.41919 37.892831 14.585346 -39.910259 25.98711
720 3.87E-14 17.767112 7.368914 -31.187596 -6.051571
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 29
Forţele care acţionează asupra fusului maneton şi palier. Desfaşurata forţelor pe
fusul maneton şi palier.
O observatie foarte importanta este aceea
ca masa fusului maneton si masa bratelor nu
solicita fusul maneton.
Asupra manetonului actioneaza fortele T si
Z si mai actioneaza si forta de inertie din masa
bielei:
[ ]NrmZ bb 893,540222 =⋅⋅= ω (3.28)
Rezultanta forţelor care acţionează asupra
fusului maneton are expresia:
( ) [ ]NTrmZR bm2
1
22221 +⋅⋅−= ω (3.29)
Rezultanta forţelor care acţionează asupra
Fig. 3.5 Forţele din fusul maneton fusului palier are expresia:
[ ]NTZRp2'2' += (3.30)
Fig. 3.6 Forţele ce acţionează în fusurile arborelui cotit
[ ]NZTT
T2
sincos 221' θθ ⋅−⋅+= (3.31)
[ ]NTZZ
Z2
sincos21' θθ ⋅+⋅+= (3.32)
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 30
Valorile variaţiei forţelor ce acţionează în fusurile arborelui cotit în funcţie de unghiul de
rotaţie a acestuia sunt prezentate în tabelul 3.6.
Tabelul 3.6
[ ]RAC°α [ ]NT1 [ ]NT2 [ ]NZ1 [ ]NZ 2 [ ]NT ' [ ]NZ '
[ ]NRm [ ]NR p
0 0 1.458E-13 -2209.45 -1190.26 0 -509.593 2402.544 509.5933
10 -410.03 -206.6352 -2314 -1177.69 -101.697 -568.157 2540.404 577.1866
20 -749.733 -411.7582 -2049.28 -1137.17 -168.988 -456.056 2364.393 486.3577
30 -962.366 -609.4598 -1657.54 -1061.57 -176.453 -297.988 2085.91 346.3127
40 -1015.35 -786.8822 -1202.38 -943.759 -114.235 -129.309 1725.771 172.5411
50 -905.591 -924.7958 -754.124 -781.912 9.602329 13.89428 1310.466 16.88952
60 -658.515 -1001.615 -376.48 -583.959 171.5499 103.7397 870.6665 200.4776
70 -321.353 -1000.065 -115.288 -369.223 339.3561 126.9673 445.3861 362.3303
80 47.55578 -914.775 8.14843 -165.865 481.1654 87.00669 190.9642 488.9686
90 390.7563 -758.5972 -1.91971 -3.72683 574.6768 0.903563 436.7171 574.6775
100 662.2049 -565.5203 -120.07 96.8989 613.8626 -108.484 732.5219 623.3748
110 834.0846 -388.6027 -307.943 139.4148 611.3436 -223.679 973.0045 650.9787
120 898.767 -291.9673 -523.997 166.9208 595.3672 -345.459 1149.785 688.3342
130 866.0712 -335.6117 -732.261 279.4779 600.8415 -505.869 1267.425 785.4389
140 757.1439 -548.7429 -908.092 649.8206 652.9434 -778.956 1336.369 1016.419
150 597.025 -880.0389 -1039.91 1515.747 738.532 -1277.83 1369.943 1475.898
160 408.1021 -1116.7 -1127.07 3052.328 762.4013 -2089.7 1381.807 2224.433
170 206.1843 -872.6378 -1175.12 4924.718 539.4111 -3049.92 1383.661 3097.25
180 1.46E-13 -1.44E-12 -1190.26 5862.62 4.32E-13 -3526.44 1383.357 3526.44
190 -206.635 5704.8034 -1177.69 32194.97 -2955.72 -16686.3 1386.269 16946.09
200 -411.758 9897.4133 -1137.17 27053.05 -5154.59 -14095.1 1392.534 15008.06
210 -609.46 11291.22 -1061.57 19447.59 -5950.34 -10254.6 1394.857 11855.92
220 -786.882 10951.04 -943.759 12968.21 -5868.96 -6955.98 1382.615 9101.122
230 -924.796 9819.049 -781.912 8176.735 -5371.92 -4479.32 1343.834 6994.418
240 -1001.62 8507.766 -583.959 4863.979 -4754.69 -2723.97 1267.694 5479.698
250 -1000.07 7300.8182 -369.223 2619.236 -4150.44 -1494.23 1147.316 4411.223
260 -914.775 6279.1285 -165.865 1075.895 -3596.95 -620.88 982.6834 3650.144
270 -758.597 5426.1542 -3.72683 -26.6576 -3092.38 11.46537 783.7149 3092.397
280 -565.52 4692.074 96.8989 -850.756 -2628.8 473.8276 573.6437 2671.158
290 -388.603 4027.5819 139.4148 -1486.98 -2208.09 813.1966 392.2929 2353.075
300 -291.967 3398.3685 166.9208 -1981.31 -1845.17 1074.115 293.1383 2135.033
310 -335.612 2787.7333 279.4779 -2357.02 -1561.67 1318.249 346.5501 2043.674
320 -548.743 2192.4297 649.8206 -2629.52 -1370.59 1639.672 713.9438 2137.061
330 -880.039 1615.653 1515.747 -2814.18 -1247.85 2164.962 1588.67 2498.835
340 -1116.7 1060.2522 3052.328 -2928.14 -1088.48 2990.234 3069.564 3182.182
350 -872.638 497.12885 4924.718 -2833.31 -684.883 3879.014 4811.418 3939.012
360 -1.4E-12 8.925E-13 5862.62 -2428.15 -1E-12 4145.383 5669.524 4145.383
370 5704.803 -343.0994 32194.97 -1955.44 3023.951 17075.21 32506.38 17340.9
380 9897.413 -526.1081 27053.05 -1452.97 5211.761 14253.01 28625.44 15175.99
390 11291.22 -695.6387 19447.59 -1211.68 5993.429 10329.63 22321 11942.47
400 10951.04 -883.9801 12968.21 -1060.21 5917.51 7014.212 16826.43 9176.932
410 9819.049 -1017.319 8176.735 -860.14 5418.184 4518.437 12655.13 7054.998
420 8507.766 -1069.874 4863.979 -623.755 4788.82 2743.867 9705.628 5519.203
430 7300.818 -1019.889 2619.236 -376.542 4160.354 1497.889 7693.38 4421.789
440 6279.128 -857.0912 1075.895 -155.406 3568.11 615.6506 6340.882 3620.833
450 5426.154 -588.818 -26.6576 -2.89274 3007.486 -11.8824 5430.602 3007.51
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 31
460 4692.074 -242.7747 -850.756 41.59816 2467.424 -446.177 4806.786 2507.44
470 4027.582 134.92357 -1486.98 -48.4051 1946.329 -719.287 4363.951 2074.987
480 3398.368 486.56915 -1981.31 -278.177 1455.9 -851.566 4034.47 1686.656
490 2787.733 753.39067 -2357.02 -627.38 1017.171 -864.82 3778.168 1335.122
500 2192.43 887.56432 -2629.52 -1051.05 652.4327 -789.236 3574.064 1023.993
510 1615.653 862.91826 -2814.18 -1486.26 376.3674 -663.958 3413.799 763.2124
520 1060.252 681.68328 -2928.14 -1863.28 189.2845 -532.432 3296.4 565.0773
530 497.1288 375.47283 -2833.31 -2118.98 60.82801 -357.167 3066.964 362.3098
540 8.92E-13 1.083E-12 -2428.15 -2209.45 4.02E-14 -109.349 2621.242 109.3493
550 -343.099 0 -1955.44 -2209.45 -171.55 127.0026 2175.761 213.4455
560 -526.108 -410.0301 -1452.97 -2314 -58.039 430.5127 1728.102 434.4073
570 -695.639 -749.7334 -1211.68 -2049.28 27.04736 418.8016 1567.578 419.6741
580 -883.98 -962.3662 -1060.21 -1657.54 39.19304 298.665 1533.692 301.2256
590 -1017.32 -1015.351 -860.14 -1202.38 -0.98377 171.1187 1464.324 171.1215
600 -1069.87 -905.5911 -623.755 -754.124 -82.1412 65.18426 1346.059 104.8626
610 -1019.89 -658.5155 -376.542 -376.48 -180.687 -0.03089 1168.188 180.687
620 -857.091 -321.3529 -155.406 -115.288 -267.869 -20.0588 925.2347 268.6192
630 -588.818 47.555775 -2.89274 8.14843 -318.187 -5.52059 620.5791 318.2348
640 -242.775 390.75634 41.59816 -1.91971 -316.766 21.75893 286.1666 317.512
650 134.9236 662.20494 -48.4051 -120.07 -263.641 35.83222 276.6358 266.0646
660 486.5692 834.08463 -278.177 -307.943 -173.758 14.88318 677.3831 174.394
670 753.3907 898.76703 -627.38 -523.997 -72.6882 -51.6915 1113.903 89.19405
680 887.5643 866.07125 -1051.05 -732.261 10.74654 -159.396 1528.292 159.7577
690 862.9183 757.14394 -1486.26 -908.092 52.88716 -289.084 1888.085 293.8816
700 681.6833 597.02504 -1863.28 -1039.91 42.32912 -411.683 2166.416 413.8534
710 375.4728 408.10215 -2118.98 -1127.07 -16.3147 -495.952 2342.361 496.22
720 1.08E-12 206.18431 -2209.45 -1175.12 -103.092 -517.166 2402.544 527.3409
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 32
Diagramele de uzura ale fusurilor maneton si palier
Se va porni de la ipoteza că uzura este proportională cu forţele care actionează asupra
fusului. La construcţia diagramelor, convenţional, se consideră că forţele care solicită la un
moment dat fusul se distribuie pe suprafaţa lui la 60°, de ambele parţi ale punctului de aplicaţie.
Pentru construirea diagramei se
trasează un cerc care reprezintă secţiunea
fusului.
Către periferia acestui cerc sunt aduse
valorile Rm şi Rp luate din diagramele polare.
Pe rând, de la direcţia fiecărei forţe, la
60°, în ambele parţi, se duc în interiorul
cercului fâşii circulare a căror înalţime este
proporţională cu mărimea forţei.
În mod treptat, suprafaţa acumulată
reprezintă insaşi diagrama.
Din construcţia acestei diagrame se
trag concluzii privind zona celor mai mici
presiuni exercitate pe fus, zonă care va
constitui locul exact al găurii pentru ungere
din fus.
Fig. 3.7 Construcţia diagramei de uzură
Diagramele aferente calculului termic, cinematic şi dinamic sunt prezentate în Anexe pe
planşa numărul 1.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 33
Cap. 4 Calculul organologic al motorului
4.1 Prezentare generală a motoarelor cu aprindere prin scânteie
Schematic, un motor cu ardere interna în patru timpi este arătat in figura 4.1. Principalele
elemente somponenete sunt: cilindrul, în care se deplaseaza pistonul, chiulasa care închide ca un
capac spaţiul format între ea si capul pistonului, spaţiu numit camera de ardere, unde are loc
procesul de ardere a combustibilului.
În acest spaţiu, amestecul carburant (amestec de aer şi combustibil) pătrunde prin supapa
de admisie.
Pentru o mai bună etanşare a camerei de ardere, pistoanele sunt prevăzute cu inele de
etanşare, numite segmenţi. Gazele ce rezultă din arderea combustibilului sunt evacuate prin
supapa de evacuare. Deschiderea şi închiderea supapelor este comandata de mecanismul de
distribuţie al motorului. De piston este fixată biela, care este articulată cu un capăt de arborele
cotit al motorului, iar cu celălalt capăt de piston, prin intermediul bolţului.
Arborele cotit are o serie de coturi, denumite manivele. Capatul bielei fixat de manivela
execută o mişcare circulară, obţinandu-se astfel transformarea miscarii liniare a pistonului în
mişcare circulară a arborelui cotit. Carterul închide motorul la partea inferioară, conţinând în
acelaşi timp şi baia de ulei. Aprinderea amestecului combustibil se face de la bujia, care produce
scanteia electrică necesară.
Punctul mort exterior şi punctul mort
interior sunt cele două poziţii extreme ale pistonului
în mişcarea sa de “du-te-vino” din cilindru.
La punctul mort interior pistonul ocupă
poziţia cea mai apropiată de chiulasă.
La punctul mort exterior pistonul ocupă
poziţia cea mai indepartată de chiulasă. Cursa
pistonului reprezintă distanţa parcursă de piston
între cele două puncte moarte.
Capacitatea cilindrica (cilindreea) este
spaţiul generat de piston în deplasarea lui între cele
două puncte moarte. Se măsoară în litri sau
centimetri cubi.
Fig. 4.1 Construcţia motorului
cu aprindere prin scânteie
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 34
4.2 Principii de proiectare a blocului motor răcit cu lichid
Din punct de vedere structural blocul motorului îndeplineşte rolul de schelet al acestuia,
el servind la fixarea şi amplasarea diverselor mecanisme şi subansamble.
În timpul funcţionării blocul motorului preia forţele şi momentele dezvoltate în diferitele
mecanisme. De aceea principalele condiţii pe care trebuie să le îndeplinească sunt: rigiditate
optimă şi stabilitate dimensională.
La proiectarea blocului motor se va avea în vedere că rigiditatea motorului poate fi
obţinută prin următoarele metode: nervurarea pereţilor transversali în special în zona de sprijinire
a arborelui cotit; mărirea numărului de lagăre al arborelui cotit; prin turnarea într-o piesă
monobloc a blocului cilindrilor cu carterul; prin utilizarea soluţiei de carter tunel.
Formele constructive ale blocului motorului diferă în funcţie de tipul motorului; numărul
şi dispunerea cilindrilor; tipul de răcire; tipul cămăşilor de cilindri.
Soluţia constructivă aleasă în proiectare este aceea a blocului motor răcit cu lichid (cu
cămăşi umede).
Fig. 4.2 Blocul motor
La motoarele răcite cu lichid cilindrii sunt grupaţi în blocul cilindrilor care împreună cu
carterul se constituie într-o singură piesă (fig.4.2).
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 35
Construcţiile cu blocul cilindrilor şi carterul ca piese separate sunt utilizate numai la
motoare de mare putere. Asamblarea în acest caz se realizează cu şuruburi lungi, care asigură
montajul chiulasei cu blocul şi carterul.
Blocul motorului poate fi proiectat cu cilindri nedemontabili, soluţie la care cilindri şi
blocul se constituie într-o piesă unică şi cu cilindri demontabili, când cilindri se constituie în
piese separate care se montează în bloc.
Blocul motorului cu cilindrii nedemontabili are costul de fabricaţie şi de montaj mai
redus, în schimb este mai complicat constructiv. În plus soluţia determină apariţia de tensiuni
interne după turnare datorită duratelor şi vitezelor inegale de răcire a pereţilor exteriori şi
interiori, de asemenea în timpul funcţionării apar tensiuni termice mai mari datorită gradientului
de temperatură axial şi radial. Blocul cu cilindri nedemontabili se utilizează la motoarele de
autoturisme şi autovehicule uşoare.
Blocul cu cilindri demontabili prezintă o serie de avantaje faţă de blocul cu cilindri
nedemontabili dintre care cele mai importante sunt: confecţionarea cilindrilor din materiale cu
calităţi superioare de rezistenţă la uzură; simplificarea turnării blocului motor; menţinerea
blocului în cazul uzurii sau defectării unuia din cilindri; reducerea tensiunilor termice ale
cilindrului; se uşurează remedierea în cazul uzurii cilindrilor în exploatare.
Datorită faptului că blocul motorului este o piesă complicată şi supusă la solicitări statice
şi dinamice este dificil de realizat un calcul exact prin metode tradiţionale.
Dezvoltarea programelor de calculator cu element finit permite analiza solicitărilor şi
optimizarea soluţiei constructive a blocului motor încă din faza de proiectare.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 36
4.3 Cilindrii motorului
4.3.1 Principii de proiectare ale cilindrilor motorului
La motorul răcit cu lichid se disting trei soluţii constructive de cilindri: cilindru prelucrat
direct în bloc, cu cămaşă umedă şi cu cămaşă uscată.
Soluţia cilindrului prelucrat direct în bloc se aplică în general motoarelor de autoturism şi
necesită utilizarea pentru turnarea blocului de fonte care să corespundă cerinţelor impuse de siguranţa
de funcţionare.
Cămaşa este de tipul umed când este spălată la exterior de lichidul de răcire. Ea este
demontabilă şi se utilizează la motoarele cu aprindere prin scânteie şi motoare cu aprindere prin
comprimare de putere medie şi mare.
În funcţie de modul de fixare şi de etanşare a cămăşii de lichid de răcire se deosebesc
următoarele soluţii constructive:
� cămaşă cu umăr de sprijin la partea superioară (fig. 4.3 a);
� cămaşă cu umăr de sprijin la partea inferioară (fig. 4.3 b);
� cămaşă cu umăr de sprijin amplasat la (1/3...1/2)D de partea superioară (fig. 4.3 c).
La cămaşa cu umăr de sprinjin la partea superioară pentru asigurarea stabilităţii şi păstrării
formei geometrice în timpul funcţionării se prevăd două brâuri de ghidaj; la partea superioară şi la
partea inferioară. La această soluţie etanşarea se realizează cu inele din cauciuc.
Fig. 4.3 Cămaşă de cilindru umedă
a) cu sprijin la partea superioară; b) cu sprijin la partea inferioară;
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 37
c) cu sprijinul într-o zonă mediană
Diametrul în zona de etanşare se
adoptă la o valoare superioară
diametrului exterior al cămăşii:
De = D1 + 3…5 [mm]
Cămaşa cu umăr de sprijin la
partea inferioară oferă o bună răcire a
părţii superioare a acesteia. Datorită
faptului că forţa normală dă naştere unui
moment încovoietor pot apare deformaţii
ale cămăşii, soluţia se aplică la motoarele
cu aprindere prin scânteie de putere
mică. Etanşarea la partea inferioară se
asigură cu un inel de hârtie sau de cupru.
Soluţia cu umărul de sprijin
coborât la (1/3…1/2)D de suprafaţa
superioară asigură o bună răcire a părţii
superioare a cămăşii şi elimină dezavantajul deformării cămăşii.
Pentru a asigura etanşeitatea spre partea chiulasei la toate soluţiile de cămaşă umedă, partea
superioară depăşeşte suprafaţa blocului cu 0,05…0,15 [mm].
La proiectarea cămăşii trebuie ca trecerea de la umăr la partea cilindrică să se realizeze cu o
porţiune conică cu înclinare de 2…50 pe o lungime 20…30 [mm] iar racordarea cu o rază de 1…2
[mm].
Fig. 4.4 Elemente constructive ale cămăşii umede
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 38
4.3.2 Calculul cilindrului
Se alege soluţia constructivă cu cămaşă umedă, elementele principale ale acesteia fiind
prezentate în fig. 4.4.
Grosimea cilindrului se determină considerându-l ca un vas cu pereţi subţiri supus la
presiune interioară. În urma calculului termic am obţinut:
]/[29,8
][71
][79
2max mmNp
mmS
mmD
=
=
=
Calculul grosimii cilindrului
Se adopta pentru fonta cenuşie Fc280:
]/[100 2mmNt =σ
][954,65,0 max mmp
Dt
=⋅⋅=σ
δ (4.1)
Se adoptă:
][7 mm=δ
][9321 mmDD =⋅+= δ (4.2)
Verificarea tensiunilor sumare
][862
1 mmDD
Dmed =+
= (4.3)
Tensiunea de întindere in secţiunea transversală
]/[2125,0 2max mmN
Dp med
t =⋅⋅=δ
σ (4.4)
Tensiunea de incovoiere
][195,3785032
3
1
441 mm
D
DDW =
−⋅=
π (4.5)
]/[455,30 2max mmNW
hNi =
⋅=σ (4.6)
în care: ][54892max NN = - forţa normală pe peretele cilindrului;
][21 mmh = - distanţa din P.M.I. până la axa bolţului.
Tensiunea sumară totală
∑ =+= ]/[832,51 2mmNit σσσ (4.7)
Tensiunea sumară totală nu trebuie să depăşească ]/[59 2mmNa =∑σ .
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 39
4.4 Elemente de etanşare ale cilindrilor
Etanşarea cilindrului la partea superioară faţă de gazele arse se realizează cu garnitura de
chiulasă iar faţă de lichidul de răcire în partea inferioară cu garnituri a căror formă depinde de soluţia
constructivă adoptată.
Garnitura de chiulasă se deformează sub efectul de strângere a chiulasei, în timpul arderii
când presiunea gazelor tinde să îndepărteze chiulasa, materialul garniturii trebuie să posede o
elasticitate suficientă pentru a urmării deplasarea chiulasei şi, să nu se compromită etanşarea.
Temperaturile înalte cu care vine în contact garnitura de chiulasă nu trebuie să afecteze rezistenţa şi
elasticitatea materialului.
În funcţie de materialul din care se
confecţionează garnitura de chiulasă acesta
poate fi: metalopastică, plastică sau metalică.
Garnitura metaloplastică este
constituită dintr-o foaie de azbest armată cu o
ţesătură din fire metalice sau o placă (inimă)
din cupru sau oţel cu conţinut scăzut de
carbon. Protecţia garniturii contra gazelor
arse se realizează prin bordurare cu tablă din cupru sau aluminiu. La unele garnituri se bordurează şi
orificiile de trecere ale lichidului de răcire. Tabla de bordurare a orificiilor depăşeşte nivelul
materialului garniturii cu 0,10…0,15 [mm] (fig. 4.5).
Fig.4.5 Garnitura metaloplastică
Fig. 4.6 Inele de etanşare pentru fiecare cilindru
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 40
Garnitura plastică se realizează din foi de azbest grafitat sau din cauciuc siliconic. Garniturile
din azbest grafitat au o bună adaptabilitate la suprafeţele de etanşare. Orificiile acestor garnituri se
bordurează cu tablă cositorită.
La motoarele cu chiulase individuale etanşarea poate fi realizată cu ajutorul unui inel profilat
din cauciuc siliconic plasat într-un canal executat în cămaşa cilindrului (fig. 4.6).
În acest caz strângerea chiulasei se realizează direct pe gulerul cămăşii cilindrului, ceea ce
conduce la eliminarea arderii garniturii de chiulasă.
În cazul unor suprafeţe mari ale garniturii de chiulasă se execută decupări pentru a se realiza
presiuni medii de strângere de 15…30 [N/mm2].
Etanşarea faţă de lichidul de răcire se realizează cu inele din cauciuc montate fie în
canale executate în cămaşă fie în bloc pentru cămăşile cu guler de sprijin la partea superioară, sau
mediană şi cu garnituri din hârtie sau cupru la cămăşile cu sprijin la partea inferioară. În proiectare se
pot alege formele şi dimensiunile pentru canale şi inele prezentate în fig. 4.7.
Fig. 4.7 Elemente constructive ale canalelor şi inelelor de etanşare
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 41
4.5 Pistonul
4.5.1 Principii de proiectare a pistoanelor motorului
Funcţiile pistonului
Pistonul este reperul mecanismului motor, care îndeplineşte următoarele funcţii: � transmite bielei, prin intermediul bolţului, forţa de presiune a gazelor; � transmite cilindrului reacţiunea normală, produsă de bielă; � etanşează, împreună cu segmenţii, camera de ardere; � evacuează o parte din căldura degajată în procesul de ardere; � contribuie la dirijarea gazelor în cilindru; � are rolul de a asigura distribuţia amestecului gazos, în cazul motorului în doi
timpi; � în cazul motorului cu aprindere prin compresie, poate influenţa favorabil
randamentul arderii prin participarea sa la procesul de formare a amestecului; � conţine, parţial sau integral, camera de ardere; � împreună cu segmenţii şi peretele cilindrului controlează grosimea filmului de
ulei şi deci consumul de ulei. Dimensiunile principale ale pistonului
Din punct de vedere constructiv, ansamblul piston, are urmtătoarele elemente funcţionale
(fig. 4.8). Pistonul, segmenţii, bolţul, biela, cilindrul şi arborele cotit formează mecanismul
motor (fig. 4.9)
Fig. 4.8 Părţile componente ale pistonului:
- camera de ardere (1); - capul (2); - bosajele pentru bolţ (3); Fig. 4.9 Elementele dimensionate - fusta (4); ale mecanismului motor - inserţiile din oţel sau fontă (5); - bolţul (6); - siguranţele bolţului (7); - segmenţii (8).
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 42
Capul pistonului
Partea pistonului, care vine în contact cu gazele fierbinţi sub presiune, în timpul
funcţionării motorului, este capul acestuia. Profilul lui depinde de tipul motorului, de dispunerea
supapelor şi de arhitectura camerei de ardere.
La motoarele cu aprindere prin scânteie se utilizează, în mod frecvent, pistonul cu capul
plat (fig. 4.10 a), datorită simplităţii constructive şi suprafeţei minime de schimb de căldură.
Forma concava a capului pistonului (fig. 4.10 b) apropie camera de ardere de o semisferă. Pe de
altă parte, forma bombată asigură o rezistenţă ridicată la solicitările mecanice, dar determină o
majorare a suprafeţei de schimb de căldură. La motoarele convertibile m.a.s.- m.a.c., camera de
ardere, poate fi realizată parţial în capul pistonului (fig. 4.10 c).
Zona port-segmenţi
Durabilitatea, siguranţa în funcţionare şi economicitatea unui motor sunt influenţate de
performanţele ansamblului piston-segmenţi.
Necesitatea de reducere a volumului constructiv al motorului şi creşterea puterii, prin majorarea
turaţiei, au impus pistoanele mai scurte şi mai uşoare. Aceestea sunt capabile să asigure:
� jocuri mici între piston şi cilindru;
� diminuarea cantităţii de gaze scăpate în carter;
� ungerea satisfăcătoare a suprafeţelor în mişcare relativă şi un consum redus de
ulei;
� rezistenţe ridicate la solicitările mecanice şi termice.
La reducerea înălţimii constructive a pistonului, trebuie avut în vedere faptul că
temperatura în zona canalului segmentului nu poate depăşi 480 [K], când se folosesc uleiuri
normale, şi 510 [K] când se utilizează uleiuri înalt aditivate.
Fig. 4.10 Pistoane ale motoarelor cu aprindere prin scânteie:
a) piston cu capul plat; b)piston cu capul concav; c) piston cu capul profilat.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 43
Lungimea zonei port-segmenţi este determinată de numărul segmenţilor necesari pentru a
asigura o bună etanşare a camerei de ardere şi un consum redus de ulei. Opinia specialiştilor este
aceea că exigenţele funcţionale pot fi asigurate de trei segmenţi (doi de compresie şi unul de
ungere).
Pentru a împiedica orientarea fluxului de căldură, de la capul pistonului către primul
segment, canalul segmentului de foc se plasează sub nivelul fundului pistonului. În acelaşi scop,
se racordează larg, la interior, regiunea port-segment cu fundul pistonului.
Deoarece materialul din dreptul canalului primului segment îşi pierde mai uşor duritatea
şi suportă atacul agenţilor corosivi, o soluţie eficientă de protejare a lui este cea a utilizării unei
inserţii de fontă, de forma unui inel, sau a unui disc inelar din oţel.
Evaluarea temperaturii inserţiei port-segment din fontă austenitică, şi a regiunii imediat
învecinate din piston, arată că aceasta, în zona canalului segmentului, este cu aproximativ 10 [K]
mai redusă ca cea a materialului de bază.
Suprafaţa frontală a inelului port-segment este retrasă faţă de cea a pistonului, pentru a
evita contactul acestuia cu peretele cilindrului şi din condiţii tehnice de prelucrare. Pentru
diminuarea scăpării de gaze muchia inferioară a canalului trebuie executată ascuţit.
O altă soluţie pentru reducerea gazelor scăpate este aceea a micşorării jocului funcţional
în zona segmenţilor. Astfel, prin diminuarea jocului de la 0,35 [mm] la 0,30 [mm] cantitatea de
gaze scăpate poate fi redusă cu aproximativ 30%.
Bosajele pentru bolţ
Datorită înălţimii mici de compresie şi cavităţii camerei de ardere pistoanele motoarelor
de autovehicule au spaţiul interior redus. Astfel, distanţa dintre bolţ şi fundul pistonului,
denumită şi lungime de dilatare, este prea mică pentru a permite execuţia unui bosaj elastic, care
să se sprijine prin nervuri, deoarece razele de racordare devin prea mici, iar concentratorii de
tensiuni mari.
De aceea, pistoanele motoarelor pentru autovehicule se execută cu bosaje cu sprijin
masiv. Sprijinul masiv asigură o rigiditate înaltă şi evită deformarea sub acţionarea forţelor de
presiune a gazelor.
Pentru diminuarea deformaţiilor pistonului, se caută soluţii care să permită realizarea unei
distanţe cât mai mici între bosaje. La bolţ se poate obţine o îmbunătăţire prin mărirea diametrului
său exterior. Majorarea diametrului bolţului nu este întotdeauna posibilă. În acest caz, realizarea
unei biele cu piciorul teşit şi a unui bosaj trapezoidal, reprezită o soluţie interesantă şi de efect.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 44
Prin această construcţie se măresc suprafeţele portante ale lagărelor şi se reduce încovoierea
bolţului.
Fusta pistonului
Fusta pistonului are rolul de a transmite eforturile rezultante din mecanismul bielă-
manivelă, către punctele cilindrului.
Calitatea de ghidare a pistonului, prin intermediul fustei, este un element determinant
pentru următorii factori: fiabilitate; consum de ulei; reducerea zgomotului;
Ghidarea pistonului cu ajutorul fustei, este funcţie de: jocul dintre piston şi cilindru şi
temperatura de funcţionare; profilul fustei; materialul pistonului; poziţia axelor; forma
cilindrului.
Forţa normală este transmisă cilindrului numai de o parte a suprafeţei mantalei pistonului
(b=90…1000). De aceea, pentru reducerea masei pistonului se degajă zona corespunzătoare
unghiului complementar ϕ după direcţia axei bolţului.
Lungimea mantalei trebuie să fie suficientă pentru a asigura un bun ghidaj, presiuni
laterale reduse (0,4…0,6 [Mpa]) şi a limita bascularea. Pe de altă parte, ea nu trebuie să fie
exagerat de mare, pentru a nu mări, în mod inutil, înălţimea motorului.
Datorită dilatării termice, a acţiunii forţelor de presiune a gazelor şi normală, pistonul se
deformează eliptic în acţiune transversală (axa mare după direcţia bolţului). Pentru a compensa
această deformare, pistonul se execută sub formă eliptică, în acţiune transversală, cu axa mare a
elipsei normală pe cea a alezajului pentru bolţ.
La pistoanele motoarelor cu aprindere prin scânteie, pentru a reduce fluxul de căldură
către manta, cu scopul diminuării jocului dintre aceasta şi cilindru, în ea se execută o decupare
sub formă de T (fig. 4.11 a) sau P (fig. 4.11 b) imediat după canalul pentru segmentul de ungere.
Dezavantajul acestei soluţii constă în aceea că regiunea port-segment are un nivel ridicat de
temperatură, iar pistonul, în ansamblu, o rigiditate scăzută. Ultimul dezavantaj se elimină prin
conceperea unor nervuri, care leagă mantaua de capul pistonului.
Cerinţa de a realiza jocuri mici (0,08…0,10 [mm]), la montaj, între piston şi cilindru
poate fi satisfăcută prin introducerea în regiunea bosajelor pistonului a unor plăcuţe de invar
(oţel aliat cu mult nichel) sau oţel de calitate. Inserţia de invar sau oţel şi aliajul de aluminiu
lucrează ca o lamă bimetalică, astfel încât, prin încălzire, sistemul se curbează foarte puţin în
sensul evazării. Pistoanele astfel obţinute se numesc autotermice.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 45
Efectele termice asupra pistonului
Temperatura capului pistonului este influenţată şi de tipul aspiraţiei. Astfel, creşterea
presiuni medii efective, de la 0,84 [MPa] la 1,43 [MPa], prin supraalimentare fără răcire
intermediară, atrage după sine majorarea temperaturii muchiei camerei de ardere cu 80 [K] şi cu
45 [K] în zona canalului primului segment de compresie. Dacă aerul de supraalimentare este
supus unei răciri intermediare, de la 475 [K] la 380 [K], aceste creşteri de temperatură pot fi
reduse la 43 [K] în zona muchiei şi la 27 [K] în regiunea învecinată cu segmentul de foc.
Evacuarea căldurii din zona capului pistonului se poate realiza pe mai multe căi. Cea mai
simplă este aceea care asigură răcirea forţată a capului pistonului prin proiectarea unor jeturi de
ulei în fundul lui. Uleiul necesar răcirii poate fi dirijat printr-o duză montată în piciorul bielei sau
printr-un pulverizator plasat în apropierea rampei centrale de ungere. Soluţia este aplicabilă la
pistoanele motoarelor cu putere specifică de 30…40 [kW/dm2]. Ea asigură reducerea temperaturii
la marginea camerei de ardere cu 3…5 [K] în zona atinsă de jetul de ulei cu 10…14 [K], iar în
partea opusă jetului de ulei cu 3…7 [K].
Un grad mai înalt de răcire se realizează dacă se practică în capul pistonului un canal de
formă circulată (obţinut cu ajutorul: miezurilor confecţionate din amestecuri de săruri solubile în
apă sau spumă de grafit ce poate fi arsă; locaşului din tablă de oţel, care se include în capul
pistonului; prelucrării prin strunjire şi sudării cu fascicul de electroni), prin care circulă uleiul
sub presiune.
Poziţia canalului de răcire influenţează şi ea temperatura capului pistonului .Astfel, prin
plasarea, în raport cu poziţia de referinţă, cu 12 [mm] mai sus a canalului de răcire, se pot obţine
temperaturi mai joase cu 15…25 [K], la marginea camerei de ardere, şi cu 3…10 [K] în zona
canalului segmentului de foc, în condiţiile majorării, cu 3…8 [K], a temperaturii uleiului evacuat.
Fig. 4.11 Pistoane cu decupare în fustă sub formă de:
a) T; b) P
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 46
Temperatura capului pistonului este influenţată şi de debitul uleiului circulat prin canalul
de răcire. Pe de altă parte, temperatura capului pistonului este determinată şi de diametrul duzei
pulverizatorului.
Materiale pentru pistoane
O altă soluţie eficientă pentru evacuarea căldurii din piston este cea a utilizării unor
materiale cu conductibilitate termică ridicată. Faţă de condiţiile de funcţionare ale pistonului,
aliajele de aluminiu sunt cele mai satisfăcătoare. Totuşi ele prezintă dezavantajul, în comparaţie
cu fonta, că au rezistenţa mecanică mai mică, coeficientul de dilatare mai ridicat şi costul mai
mare.
Aliajul de aluminiu pentru pistoane reprezintă o combinare judicioasă a elementelor de
aliere principale (Si, Cu, Mg, Ni) cu elementele de aliere secundare (Fe, Ti, Mu, Zu), în vederea
obţinerii unui material care să satisfacă condiţiile impuse. Siliciul, cuprul şi magneziul majorează
rezistenţa la tracţiune a aliajului şi reduc alungirea, iar nichelul măreşte rezistenţa la temperatură.
Fierul formează cu aluminiul cristale dure rezistente la uzură, iar titanul determină o cristalizare
fină a aliajului. Manganul şi zincul apar ca impurităţi.
După conţinutul elementului de aliere de bază, aliajele de aluminiu pentru pistoane se
împart în două grupe: aliaje pe bază de siliciu (Al-Si-Mg-Ni- silumin) şi aliaje pe bază de cupru
(Al-Cu-Ni-Mg- aliaje y). Dintre aliajele pe bază de siliciu, pentru pistoane se utilizează cele
eutectice şi hipereutectice. Principalele caracteristici ale aliajelor de aluminiu pentru pistoane
sunt date în tabelul 4.1.
Aliajele pe bază de siliciu posedă coeficient de dilatare termică redus, care se micşorează
pe măsura creşterii conţinutului de siliciu. Aliajele hipereutectice corespund cel mai bine cerinţei
de a avea un coeficient de dilatare cât mai apropiat de cel al cilindrului. Datorită acestui fapt
jocurile la rece pot fi mai mici, din care cauză uzurile, îndeosebi ale segmenţilor şi ale canalelor,
vor fi mai reduse. Majoritatea constructorilor utilizează aliaje eutectice datorită dilatării reduse a
acestora şi calităţilor bune în ceea ce priveşte frecarea. Totodată aliajele eutectice sunt mai puţin
sensibile la formarea fisurilor.
Aliajele pe bază de cupru au coeficientul de dilatare cel mai mare, din care cauză
pistoanele se prevăd cu jocuri mărite, ceea ce favorizează intensificarea uzurilor grupului piston-
segmenţi-cilindru. Datorită proprietăţilor mecanice ridicate, aliajele pe bază de cupru se
utilizează pentru execuţia pistoanelor pentru motoarele cu aprindre prin compresie.
Pistoanele din fontă se întâlnesc mai rar în construcţia motoarelor de automobile. Ele au
pereţi mai subţiri şi masa apropiată de cea a pistoanelor din aliaje de aluminiu. Se fabrică prin
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 47
turnare în nisip. Cele din aliaje de aluminiu se obţin prin turnare în cochile sau prin matriţare.
Constructorii de pistoane şi-au intensificat cercetările în direcţia găsirii unor noi materiale pentru
pistoane, cu calităţi tehnico-economice superioare. Astfel, ei studiază în prezent posibilităţile de
fabricare a pistoanelor din pulberi sinterizate.
Pentru sporirea durabilităţii pistoanelor, suprafaţa exterioară se acoperă cu straturi
protectoare, care au calitatea de a mări aderenţa uleiului la metal şi de a îmbunătăţii calităţile
antifricţiune. În acest sens pistonul se acoperă cu un strat de 5…30 [mm] de staniu, plumb, grafit,
sau oxizi de aluminiu (eloxare).
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 48
Tabelul 4.1 Principalele caracteristici ale aliajelor de aluminiu pentru pistoane
Grupa Aliaje entectice Aliaje hiperentectice Aliaje y Mărci echivalente ATC Si12CuMgNi
KS 1275 MAHLE 124 NURAL 3210
ATCSi18CuMgNi Ks281,1
MAHLE 138 NURAL 1761
KS 282 MAHLE
244
ATCCu4Ni2Mg2 KsK
MAHLE y
El.aliere de bază [%]
11,0…13,5Si 16…19Si 23…26Cu
3,5…4,5Cu
Alte elemente de aliere [%]
0,18…1,5Cu; 0,8…1,3Ni; 0,8…1,3Mg;
0,2Mn; 0,7Fe; 0,2Ti;
0,22 altele
1,7…2,3Ni; 1,2…1,8Mg;
0,2Mn; 0,7Fe;
0,1…0,2Ti; 0,22 altele
Densitatea ρ kg/dm3
2,68…2,70 2,67…2,68 2,65 2,80…2,82
Conductivitatea termică λ [W/mK]
138…155 125…147 117…134
138…160
Dilatarea termică α [1/k]
20,5…21,5 18,5…19,5 17…18 23…24
E [daN/mm2] 7500 8000 8600 7600 [HB] la 293°K
423°K 523°K
90…120 70…90 30…40
90…125 70…90 35…45
90…125 75…90 35…45
90…125 75…90 35…45
Starea TC M TC M TC TC M Rezistenţa de
rupere la tracţiune [daN/cm2] la
:293°K :423°K :523°K
20…25 18…23 10…15
30…37 17…30 11…17
18…22 17…20 10…14
23…30 20…24 11…17
18…22 17…20 10…14
23…28 22…26 16…20
35…42 30…37 15…26
Alungirea relativă A5 min [%]
0,3...0,3
1....3
0,2...0,7
0,5...1,5
0,1...0,3
0,3...10
5...12
Rezistenţa de rupere la oboseală
[daN/mm2] la 293°K 573°K
8…12 5
11…14 9,5
8…11 5
9…12 9
7…10 2
8…12 4,5
12 10
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 49
4.5.2 Calculul pistonului
Calculul de rezistenta al pistonului se face dupa stabilirea principalelor sale dimensiuni pe baza
datelor statistice ale motoarelor existente si care s-au comportat bine in exploatare. Dimensiunile
principale se adoptă pe baza datelor statistice (tabelul 4.2).
Tabelul 4.2
Conform tabelului 4.2 se aleg urmatoarele dimensiuni ale pistonului:
][56,5064,0
][48,912,0
][08,4152,0
][58,1035,0
][53,507,0
][45,4355,0
][99,6381,0
1
mmDd
mmD
mmDl
mmDh
mmDh
mmDL
mmDH
i
c
=⋅=
=⋅=
=⋅=
=⋅=
=⋅=
=⋅=
=⋅=
δ
Fig. 4.12 Elemente de calcul ale pistonului
Nr. Tip motor m.a.s.
crt Denumirea D=65…100 mm
1 Lungimea pistonului H 0,800…1,100D
2 Lungimea mantalei L 0,500…0,800D
3 Înălţimea de compresie l1 0,500…0,700D
4 Înălţimea de protecţie a segmentului de foc h
0,060…0,120D
5 Grosimea flancului hc 0,035…0,450D
6 Grosimea capului δ 0,080…0,100D
7 Distanţa dintre bosajele alezajului bolţului b
0,250…0,400D
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 50
Verificarea capului pistonului
Capul pistonului se verifica la rezistenta ca o placa circulara incastrata pe contur si
incarcata cu o sarcina uniform distribuita. Solicitarea capului pistonului e data de formula:
( ) ]/[787,3111875,0 2
2
max mmNd
p if =
⋅−⋅=
δσ (4.8)
]/[200...90 2mmNaf =σ - tensiunea admisibilă la forfecare.
Determinarea diametrului pistonului la montaj
Diametrul pistonului la montaj se determina in asa fel incit sa asigure jocul la cald
necesar functionarii normale.
� pentru aliaje din aluminiu:
⋅= −
Kp
1105,17 6α
� pentru fonta:
⋅= −
Kc
1107,10 6α
� pentru racirea cu apa:
T c =370 [K] - temperatura cilindrului;
T p =200 [K] - temperatura pistonului;
T 0 =288 [K] - temperatura mediului ambiant.
� jocul pistonului la partea superioara: mms 286,0=∆
� jocul pistonului la partea inferioara: mmi 226,0=∆
( )[ ]( ) ][905,78
1
1
0
0 mmTT
sTTDD
pp
ccp =
−⋅+
∆−−⋅+⋅=
α
α (4.9)
( )[ ]( ) ][965,78
1
1
0
0 mmTT
iTTDD
pp
cci =
−⋅+
∆−−⋅+⋅=
α
α (4.10)
Calculul zonei port-segmenţi
Valorile eforturilor unitare se calculează astfel:
]/[014,2992288,2 2
2
max mmNh
dD
pc
p
i =
−
⋅⋅=σ (4.11)
]/[29,5
22
2276,0
2
22
22
max
mmNdD
dDp
p
p
f =
−
⋅
−
⋅⋅
=
π
τ (4.12)
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 51
]/[201,2994 222 mmNfiech =⋅+= τσσ (4.13)
[ ]mmpl
Ddd me
p⋅=
⋅⋅−= 653,6602135,0
2
21 (4.14)
][574,66'
0513,02
22 mmp
l
Ddd me
p⋅=
⋅⋅−= (4.15)
în care: 2
63,0mm
Npme = - presiunea medie efectivă;
mml 20= - distanţa de la fundul pistonului la gen. alezajului bolţului;
mml 8'= - distanţa dintre planul ce delimitează ZPS1 si gen. bolţului.
Calculul mantalei pistonului
Presiunea specifică pe mantaua pistonului este:
]/[114,6 2max mmNALD
Np
evp
sm ⋅=−⋅
= (4.16)
în care: ][683,107702
2 2mmLD
A p
ev ⋅=⋅⋅⋅= π - aria suprafeţei pistonului;
][54892max NN ⋅= - reacţiunea normală pe cilindru.
La motoarele de autoturisme ]/[0,7...0,4 2mmNpsm ⋅<
Grosimea peretelui mantalei, respectiv diametrele interioare se determină astfel:
][673,6602135,01
2
23 mmp
l
Ddl me
p⋅=
⋅⋅−= (4.17)
][69,66'
00772,01
2
24 mmp
l
Ddd me
p⋅=
⋅⋅−= (4.18)
în care: ][231 mml = - distanţa de la partea inferioară a pistonului la axa bolţului;
][5,22'1 mml = - distanţa de la partea inferioară a pistonului în planul în
care se calculează grosimea mantalei.
Verificarea secţiunii slăbite
Pistonul se verifică la compresiune in secţiunea x-x, deoarece forma constructivă, cu
găuri în dreptul segmentului de ungere, duce la slăbirea acestei secţiuni.
]/[676,94
22
max mmNA
Dp
c
c =⋅
⋅⋅=π
σ (4.19)
1 ZPS – Zona port-segmenţi.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 52
în care: ][67 mmDc = - diametrul pistonului în zona segmentului de ungere;
][652,35254
22
mmD
A cc =⋅= π - suprafaţa pistonului în zona seg. de ungere.
Efortul unitar admisibil la compresie este:
MPaac 40...20=σ
Fig. 4.13 Grosimea peretelui mantalei
Calculul jocurilor segmenţilor în canal
Grosimea segmentului
][641,21
1002max mm
pK
Db
a
p⋅=⋅⋅⋅=
σ (4.20)
în care:
=
265
mm
Naσ - efortul unitar admisibil;
08,0=K - constanta; Distanţa dintre segment si umărul pistonului
� pentru segmentul de foc:
][237,0
][6,2
][047,0
111
1
1
mmDTb
tfj
mmt
mmf
pcp =⋅⋅⋅⋅=
=
⋅=
α
(4.21)
� pentru segmentul de compresie:
][237,0
][6,2
][047,0
222
2
2
mmDTb
tfj
mmt
mmf
pcp =⋅⋅⋅⋅=
=
⋅=
α
(4.22)
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 53
� pentru segmentul de ungere:
][356,0
][9,3
][047,0
333
3
3
mmDTb
tfj
mmt
mmf
pcp =⋅⋅⋅⋅=
=
⋅=
α
(4.23)
4.6 Segmenţii
Principiii de proiectare
Segmenţii au rolul de a realiza etansarea camerei de ardere, de a uniformiza pelicula de
ulei de pe oglinda cilindrului şi de a transmite cilindrului o parte din căldura preluată de piston
de la gazele fierbinţi. Segmenţii care împiedică scăparea gazelor din cilindru în carterul
motorului se numesc segmenţi de compresie iar segmenţii care distribuie uniform şi elimină
excesul de ulei de pe suprafaţa cilindrului se numesc segmenţi de ungere.
Soluţiile care se adoptă la proiectarea segmentului trebuie să ţină seama de cerinţele
impuse de siguranţa în funcţionare, durabilitate, eficienţa etanşării şi preţul de cost.
Eficienţa etanşării realizate de segment depinde de presiunea medie elastică (pe) aplicată
de acesta pe oglinda cilindrului în corelaţie cu presiunea gazelor din spatele segmentului.
Elasticitatea segmentului se opune tendinţei de întrerupere a contactului provocată de
deformările de montaj, termice, de uzura suferită de cilindru. Segmentul exercită presiunea pe pe
oglinda cilindrului numai dacă este liber în canal, pentru a putea urmări deformaţiile cilindrului.
La motoarele de turaţie ridicată datorită presiunii radiale mici a gazelor şi vibraţiei trebuie
să se asigure segmentului presiuni medii elastice mărite.
Mărirea presiunii medii elastice a segmenţilor diminuează pulsaţia acestora şi măreşte
coeficientul de transfer de căldură spre cămaşa cilindrului. Valori prea ridicate ale presiunii pot
provoca uzuri importante ale segmentului şi cămăşii.
La proiectarea segmentului trebuie să se adopte o grosime radială de valoare redusă
pentru a micşora masa acestuia. Dacă nu se pot utiliza materiale cu calităţi elastice superioare, se
vor adopta segmenţi cu grosimi radiale mărite, ceea ce facilitează evacuarea căldurii de la
pistoane la cilindri şi elimină vibraţiile radiale. Mărirea grosimii radiale conduce la creşterea
tensiunilor de încovoiere în secţiune, de aceea se impune utilizarea unor materiale cu rezistenţa
admisibilă la încovoiere ridicată.
Adoptarea grosimii axiale a segmentului trebuie să ţină seama de o serie de factori.
Astfel, pentru a realiza a bună răcire a pistonului, segmentul trebuie să aibă o grosime axială cât
mai mare. La motoarele de turaţie ridicată creşterea grosimii axiale determină creşterea zonei
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 54
portsegmenţi a pistonului, cu efecte negative asupra masei inerţiale ale acestuia, în plus creşte şi
masa segmentului şi acesta intră uşor în pulsaţie şi vibraţie.
De aceea se recomandă reducerea grosimii axiale a segmentului odată cu creşterea
turaţiei motorului (fig. 4.14).
Fig. 4.14 Evoluţia grosimii axiale funcţie de turaţia motorului
Până la un alezaj de 90 [mm] se recomandă funcţie de turaţia motorului a trei clase de
segmenţi cu grosimi axiale b= 1,5; 2,0; 2,5 [mm]. Pentru alezaje cuprinse între 90…200 [mm] se
confecţionează segmenţi cu grosimi axiale b= 2…4 [mm].
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 55
Fig. 4.15 Forme constructive de segmenţi
Numărul de segmenţi poate fi mărit când se urmăreşte reducerea nivelului termic al
pistonului. Rolul principal în etanşarea camerei de ardere o are primul segment (fig. 4.16),
ceilalţi segmenţi având o eficienţă mai redusă. Se apreciază că se realizează o etanşare optimă
dacă presiunea gazelor după ultimul segement este de 3…4% din presiunea gazelor din camera
de ardere, iar volumul de gaze scăpate spre carter este cuprins între 0,2…1,0% din volumul
încărcăturii proaspete admise în cilindrul motorului.
La motoarele cu aprindere prin scânteie este suficient un singur segment de ungere care
se plasează la partea inferioară a regiunii portsegment, asemenea soluţie se aplică şi la motoarele
cu aprindere prin comprimare de turaţie ridicată. În cazul M.A.C. de cilindree mare deoarece
jocul între piston şi cilindru este mare, se folosesc doi segmenţi de ungere, dintre care unul la
partea inferioară a mantalei.
În ceea ce priveşte forma constructivă în prezent există o mare varietate de tipuri
(fig.4.15). Segmentul cel mai simplu este cel cu secţiunea dreptunghiulară (P01). Muchiile
ascuţite ale segmentului curăţă pelicula de ulei, iar perioada de rodaj este mare deoarece
segmentul se aplică pe cămaşa cilindrului cu toată grosimea axială. Primul dezavantaj se
înlătură prin racordarea muchiilor segmentului; al doilea dezavantaj se înlătură dezvoltând o
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 56
presiune specifică mai mare pe suprafaţa laterală. În acest scop se micşorează înălţimea de
reazem a segmentului pe cilindru. Pentru a reduce înălţimea segmentului o primă soluţie constă
în înclinarea suprafeţei laterale cu un unghi de 25'…45' (T01…B73). În acelaşi scop se prevede
pe suprafaţa laterală o porţiune cilindrică de 0,4…0,8 [mm] şi una înclinată cu 2…10o (P22, P23,
P24, T23, T24). Deschiderea unghiului este îndreptată totdeauna spre chiulasă pentru a reduce
consumul de ulei. Pentru a se asigura o bună curăţire a uleiului se realizează segmenţi cu degajări
de (0,25…0,30)b pe suprafaţa laterală (P20, P21, P23, P24, T20, T23, T24).
Fig. 4.16 Schema acţiunii de etanşare a segmenţilor
Realizând teşirea ambelor muchii ale segmentului se reduce înălţimea de reazem şi se
creează efectul de pană la deplasarea segmentului în ambele sensuri; forma optimă fiind dată de
segmentul bombat (B01…B73). Segmen]ii cu secţiune nesimetrică (P10, P11, P12, P30, P32,
P60, T10, T11, T30, B10, B11, B12) se numesc segmenţi de torsiune sau de răsucire.
Ca segmenţi de ungere se vor folosesi segmenţi cu expandor (050…082). Expandorul
este un element elastic care se montează în spatele segmentului în canal. Expandorul contribuie
la sporirea şi uniformizarea presiunii elastice aplicate de segment pe oglinda cilindrului
(pe=0,55…1,10 [N/mm2] expandor arc spiral). Principalele perticularităţi constructive sunt
prezentate în figura 4.17.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 57
Fig. 4.17 Particularităţi constructive ele segmenţilor de ungere
Materialul pentru segmenţi trebuie să posede următoarele proprietăţi: 1) calităţi bune de
alunecare; 2) duritate ridicată; 3) rezistenţă la coroziune; 4) rezistenţă mecanică ridicată la
temperaturi ridicate; 5) modul de elasticitate superior la temperaturi mari; 6) calităţi bune
adaptabilitate la forma cilindrului.
Fig. 4.18 Dimensiunile segmentului şi canalului din piston
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 58
4.7 Bolţul
4.7.1 Principii de proiectare
Proiectarea bolţului trebuie să satisfacă cerinţele privind obţinerea unei mase cât mai
reduse şi o rigiditate sufiecientă pentru funcţionarea mecanismului motor. Se adoptă forma
tubulară în diferite variante (fig. 4.19) funcţie de tipul motorului şi felul îmbinării cu biela şi
pistonul.
La motoarele de turaţie ridicată pentru a se reduce valorile forţei de inerţie se adoptă o
grosime minimă a pereţilor (2…5 [mm]). La MAC datorită turaţiilor mai scăzute şi presiunii din
cilindri mai ridicată se adoptă o grosime mai mare a peretelului bolţului (8…13[mm]). Bolţul cu
secţiune constantă (a) este soluţia tehnologică simplă şi aplicabilitatea cea mai largă. Pentru a se
mări rigiditatea bolţului acesta se confecţionează sub forma unui solid de egală rezistenţă (b) sau
cu secţiunea în trepte (c şi d).
Îmbinarea bolţului cu piciorul bielei şi pistonul se poare realiza după una din soluţiile:
� bolţ fix în piston şi liber în piciorul bielei;
� bolţ fix în piciorul bielei şi liber în piston;
� bolţ flotant.
Utilizarea primei soluţii de montaj necesită asigurarea printr-un şurub care străpunge
pereţii locaşului din piston precum şi pe cei ai bolţului sau presarea bolţului în pistonul încălzit la
423...473 [K]. Soluţia este puţin utilizată datorită dezavantajelor pe care le prezintă: concentrare
de tensiuni la marginile găurii; măreşte lungimea piciorului bielei; reduce rigiditatea bolţului şi
măreşte masa îmbinării.
Soluţia a doua de îmbinare se realizează prin construcţia bielei cu picior elastic sau printr-
un montaj cu strîngerea piciorului bielei . Se încălzeşte la 510...550 [K]. Montajul cu bolţ fix în
piciorul bielei permite reducerea lungimii piciorului bielei şi a bolţului. De asemenea dezaxarea
Fig. 4.19 Forme constructive ale bolţului
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 59
bielei se reduce la jumătate faţă de montajul bolţului flotant, ceea ce determină reducerea uzurii
şi a nivelului de zgomot.
Se va alege asamblarea cu bolţ flotant prezintă avantajul asigurării unor uzuri minime şi
uniforme atât pe lungime cât şi pe circumferinţă deoarece se micşorează vitezele relative dintre
suprafeţe şi permite realizarea unei rotaţii complete a bolţului după un număr de cicluri.
Deplasarea axială a bolţului este împiedicată prin montarea a două inele de siguraţă în locaşuri
speciale practicate în piston, întrucât inelele elastice îngreunează trecerea uleiului spre zonele de
ungere de pe suprafaţa bolţului în capetele lui. Se presează dopuri din materiale moi care nu
produc uzuri cămăşii cilindrului.
Bolţul trebuie să aibă un miez tenace pentru a rezista la solicitări cu şoc şi o duritate
mare a suprafeţei exterioare pentru a rezista la uzură. Materialele care satisfac cel mai bine
aceste condiţii sunt oţelurile carbon de calitate şi oţeluri aliate de C.
4.7.2 Calculul bolţului
Bolţul de piston este solicitat în timpul lucrului de o sarcină mecanică variabilă ca valoare
si sens iar în unele perioade de funcţionare a motorului caracterul solicitării se apropie de cel de
şoc. Mişcarea oscilantă si temperatura relativ ridicată de la umerii pistonului determină condiţii
nefavorabile pentru realizarea unei frecări lichide: de aici si uzura accentuată a bolţului.
Pentru calculul bolţului se consideră o grindă pe două reazeme încarcată cu o forţă
uniform distribuită pe lungimea piciorului bielei. Schema de încărcare se vede in fig. 4.21.
Convenţional forţa ce acţionează asupra bolţului se consideră a fi forţa maximă de presiune a
gazelor diminuată de forţa de inerţie dată de masa pistonului.
Bolţul se verifică la uzură în piciorul bielei şi în umerii pistonului, la încovoiere in
secţiunea mediană, la forfecare în secţiunile dintre piciorul bielei şi partea frontală a umărului
pistonului si la ovalizare.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 60
Fig. 4.20 Dimensiunile bolţului Tabelul 4.3 Dimensiunile principale ale bolţului
Dimensiunea M.A.S. Rezultate [mm]
Diametrul exterior de (0,24…0,28)D ][17,1823,0 mmDdb =⋅=
Diametrul interior di (0,65…0,75)de ][54,1058,0 mmdd bbi =⋅=
Lungimea bolţului l (0,80…0,87)D ][72,5368,0 mmDl =⋅=
Lungimea de contact cu piciorul bielei lb (0,20…0,40)D ][44,2836,0 mmDlb =⋅=
Lungimea de contact cu pistonul lp ][5,22 mml p =
Verificarea la uzură
Se face calculând presiunile specifice de contact, care caracterizează condiţiile de ungere,
atât pentru piciorul bielei cât şi pentru umeri.
Presiunea pe suprafaţa piciorului bielei
]/[364,632
2max mmNld
Fp
bb
b =⋅⋅
= (4.24)
în care: ][6,32743max NF = - forţa maximă exercitată asupra pistonului.
Presiunea pe suprafaţa umerilor pistonului
]/[046,402
2max mmNld
Fp
pb
p =⋅⋅
= (4.25)
La motoarele existente presiunea specifică variază în limitele:
]/[54...25
]/[90...402
2
mmNp
mmNp
p
b
=
=
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 61
Fig. 4.21 Schema de calcul a bolţului
Verificarea la încovoiere
Efortul unitar maxim la incovoiere
( )
( )]/[57,21
12,1
45,01
]/[309,37
12,1
1,045,01
2
4
3
minmin
2
4
3
maxmax
mmN
d
dd
jlF
mmN
d
dd
jlF
b
bib
bi
b
bib
bi
−=
−⋅⋅
⋅+⋅+⋅=
=
−⋅⋅
⋅⋅+⋅+⋅=
σ
σ
(4.26)
în care: ][3,256min NF = - forţa minimă exercitată asupra pistonului; ][2,1 mmj = - jocul între umerii pistonului si capul bielei; ][29 mmb = - distanţa între umerii pistonului.
În continuare se calculează efortul unitar mediu si amplitudinea eforturilor unitare
]/[869,72
]/[44,292
2minmax
2minmax
mmN
mmN
iim
iia
=+
=
=−
=
σσσ
σσσ
(4.27)
Valoarea admisibilă este:
]/)[50...25( 2mmNa =σ
Determinarea coeficientului de siguranţă
942,02 =
⋅+⋅
⋅
=
mak
c
σψσγε
β
σ (4.28)
în care: 1=kβ - coeficientul efectiv de concentrare la sarcină variabilă;
8,0=ε - factorul dimensional;
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 62
1,1=γ - coeficientul de calitate al suprafeţei;
]/[34 2mmN=σ - rezistenţa la oboseală pentru ciclul simetric de încovoiere;
]/[515,1 20 mmN=⋅= σσ - rezistenţa la oboseală pentru ciclul pulsator de încovoiere;
333,02
0
0 =−⋅
=σ
σσψ - coeficientul tensiunilor.
Verificarea la forfecare
Efortul unitar de forfecare se calculează cu relaţia următoare:
=
−⋅
++⋅⋅
=24
2
2
max
17,182
1
185,0
mm
N
d
dd
d
d
d
dF
b
bib
b
bi
b
bi
τ (4.29)
=
2220...150
mm
Nadmτ - tensiunea admisibilă la forfecare.
Calculul la ovalizare
În ceea ce priveste calculul la ovalizare se pleacă de la ipoteza că bolţul este încărcat cu o
sarcină distribuită sinusoidal. Pentru a corecta inexactitaţile ipotezei rezultatele obţinute se
majorează cu coeficientul kov. Solicitarile maxime apar la diametrul interior al bolţului. Valorile
acestor eforturi se calculeaza astfel:
η1, η2, η3, η4, kov sunt coeficienţi care depind de raportul b
bi
d
d, astfel:
56,1
9,7
2,4
6
5,12
4
3
2
1
=
=
=
=
=
ovk
η
η
η
η
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 63
Fig. 4.22 Repartiţia sarcinii Fig. 4.23 a) Variaţia
tensiunilor unitare de ovalizare;
b) Valorile mărimilor η1, η2, η3, η4, kov.
]/[01,2652
]/[89,1402
]/[27,2012
]/[66,2092
24max4
23max3
22max2
21max1
mmNdl
F
mmNdl
F
mmNdl
F
mmNdl
F
b
b
b
b
=⋅⋅
=
=⋅⋅
=
=⋅⋅
=
=⋅⋅
=
ησ
ησ
ησ
ησ
(4.30)
]/)[300...150( 2mmNa =σ - valorile admisibile pentru aceste eforturi.
Calculul deformaţiei de ovalizare
][0032.01
1
101,2
09.0
3
5max
max mmk
d
dd
d
l
Fov
b
bi
b
bi
=⋅
−
+
⋅⋅⋅
⋅=∆δ (4.31)
Se recomandă ca deformaţia de ovalizare să fie mai mică decât jocul radial la cald ∆1
][009,00005,01 mmdb =⋅=∆ (4.32)
Calculul jocului la montaj
⋅= −
Kol
11012 6α - coeficientul de dilatare al materialului bolţului;
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 64
⋅= −
Kal
11020 6α - coeficientul de dilatare al materialului pistonului;
[ ]Ktb 423= - temperatura bolţului;
[ ]Kt p 450= - temperatura pistonului;
[ ]Kt 2930 = - temperatura mediului ambiant.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 65
4.8 Biela
4.8.1 Principii de proiectare
Condiţiile de solicitare la care este supusă biela în funcţionarea motorului, impun găsirea
acelor soluţii constructive ale bielei care să asigure o rezistenţă şi o rigiditate maximă în
condiţiile unei mase cât mai mici. În acest sens se constată o serie de tendinţe, care vizează
scurtarea lungimii bielei, renunţarea la bucşa de bronz din piciorul bielei prin utilizarea bolţurilor
presate; înlocuirea bielelor forjate cu biele turnate din fontă maleabilă sau nodulară, utilizarea
bielelor din materiale compozite.
Piciorul bielei
La proiectarea piciorului bielei trebuie sa se ţină seama de dimensiunile bolţului şi de
tipul îmbinării piston-bolţ-bielă. Pentru corectarea masei bielei în partea superioară sau cea
laterală se prevede o proeminenţă (fig. 4.24 a).
Rigidizarea piciorului bielei se realizează prin adoptarea de raze mari de racordare între
acesta şi corpul bielei (fig. 4.24 b) sau se deplasează centrul găurii bolţului faţă de centrul
piciorului.
Fig. 4.24 Tipuri constructive ale piciorului bielei
În cazul montajelor cu bolţ fix în umeii pistonului şi cu bolţ flotant uleiul pentru ungerea
cuplei bolţ-piciorul bielei este colectat din ceaţa din carterul motorului prin intermediul unui
orificiu sau a unei tăieturi.
Îmbinarea cu bolţ fix în bielă utilizează ajustajul cu strângere, montajul fiind asigurat prin
încălzirea bielei. Soluţia de bielă cu picior elastic este mai putin utilizată la motoarele pentru
autovehicule.
La bolţul flotant si bolţul fix în umerii pistonului, în piciorul bielei se montează cu
strângere o bucşa din bronz.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 66
Corpul bielei
Pentru a se asigura un moment de inerţie maxim atât în planul de oscilaţie cât şi în planul
perpendicular pe acesta, secţiunea transversală a corpului bielei se adoptă în formă de dublu T
(fig. 4.25).
În cazul ungerii sub presiune a bolţului, corpul bielei este prevazut cu un canal. La bielele
lungi se poate utiliza o conducta prin care uleiul este transportat de la corpul la piciorul bielei.
Fig. 4.25 Dimensiunile corpului bielei, parametrii constructivi
Capul bielei
Capul bielei este secţionat, capacul se separă de partea superioară a capului, după un plan
normal pe axa bielei sau după un plan oblic, înclinat cu 45° mai rar cu 30° sau cu 60° faţa de
planul de încastrare. Soluţia se adoptă pentru a permite trecerea capului bielei prin cilindru la
montaj.
Deoarece nu este permisă solicitarea de forfecare a şuruburilor de bielă de componenţă
tangenţială, această poate fi preluată de: trenuri triunghiulare practicate în planul de separaţie;
praguri ale capacului ; bucşe de centraj ; ştifturi.
Muchiile ascuţite din partea superioară determină apariţia ruperilor, de aceea ele se
înlocuiesc cu racordări sau degajări. La motoarele cu cilindrii in V, daca bielele sunt montate
alăturat pe acelaşi maneton, ele sunt identice şi au capul asemănător cu cel al bielelor pentru
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 67
motoarele în linie. Datorită simplităţii constructive şi de montaj este aplicată cu preponderenţă
această soluţie.
Şuruburile de bielă
Pentru prinderea capacului se utilizează două sau patru şuruburi, din partea capacului spre
capul bielei. Utilizarea unor şuruburi fără piuliţe face posibilă micşorarea dimensiunilor
capacului de bielă. În cazul adoptării acestei soluţii pentru şurub, se filetează gaura din partea
superioară a capului bielei. O soluţie comodă o constituie folosirea unor şuruburi prizoniere
prelucrate dintr-o bucată cu partea superioară a capului.
Capul şi corpul şuruburilor de bielă pot avea diverse forme constructive în funcţie de
soluţia adoptată pentru capul bielei (fig. 4.26).
Fig. 4.26 Soluţii constructive pentru şuruburile de bielă
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 68
4.8.2 Calculul bielei
În timpul funcţionării biela este solicitată de forţele de presiune a gazelor şi de forţele de
inerţie variabile ca mărime şi sens. Datorită acestor forţe, biela este solicitată la compresiune,
întindere şi încovoiere transversală.
Calculul piciorului bielei
Dimensiunile principale ale piciorului bielei se iau orientativ conform datelor din
literatura de specialitate. Ochiul bielei este solicitat la întindere de forţa de inerţie a ansamblului
pistonului, la compresiune de forţa de presiune a gazelor.
Pentru a efectua calculele de rezistenţă se consideră piciorul bielei ca o bară curbă
încastrată în regiunea de racordare C-C cu corpul bielei.
Forţa de inerţie se consideră că acţionează uniform repartizată pe jumatatea superioară a
piciorului bielei.
Solicitarea de întindere
Fig. 4.27 Schema de calcul a piciorului bielei la întindere
În secţiunea periculoasă C-C va apărea momentul încovoietor şi forţa normală:
( ) ( )( ) ][201,389595cossin5,0cos
][602,47015791cossin5,0cos1
0
00
NFNN
NmrFrNMM
ccjpci
ccmjpcmi
−=−⋅⋅+⋅=
=−⋅⋅⋅−−⋅⋅+=
φφφ
φφφ (4.33)
în care: ( ) ][01,21957730297,000033,00 NmrFM cmjp −=−⋅⋅⋅= φ ;
( ) ][557,31255160008,0572,00 NFN jp =−⋅= ;
][14 mmrm = - raza corespunzătoare fibrei medii;
°=Φ 180c - unghiul de încastrare
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 69
( ) ][712.5471842130
2
Nn
rmF pjp =+⋅
⋅⋅⋅= λ
π (4.34)
Tensiunile în secţiunea de încastrare în fibra interioară si exterioară
( )
( ) ]/[471,1101
2
62
]/[706,1741
2
62
2
2
mmNha
NKhrh
hrM
mmNha
NKhrh
hrM
pib
pmp
pmiie
pib
pmp
pmiii
=⋅
⋅
⋅+
+⋅⋅
+⋅⋅⋅=
−=⋅
⋅
⋅+
+⋅⋅
−⋅⋅⋅−=
σ
σ
(4.35)
în care: ][7,8 mmhp = - grosimea radială a piciorului;
1=bK ;
][28 mma = - lăţimea piciorului bielei.
Tensiunile trebuie să se încadreze în intervalul ]/)[450...150( 2mmNa =σ .
Solicitarea de compresiune
Fig. 4.28 Schema de calcul a piciorului bielei la compresiune
Piciorul bielei, asa cum s-a precizat este solicitat si la compresiune de forta Fc.
][407,475014 max
2
NFpD
F jpc =−⋅⋅
=π (4.36)
În ipoteza că aceasta se repartizează dupa o lege sinusoidală pe jumatatea inferioară a
piciorului bielei, se vor obţine nişte eforturi unitare de compresiune în fibra interioară şi
exterioară cu o variaţie precizată. În secţiunea de încastrare C-C va apărea un moment
încovoietor Mc calculabile cu următoarele relaţii:
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 70
( )
][663,14977cos1
sin2
sincos'
][442,523829cos1
sin2
sincos1''
0
00
NFNN
NmrFrNMM
cccc
ccc
cccc
mccmc
=
⋅−⋅−⋅+⋅=
=
⋅−⋅−⋅⋅−−⋅⋅+=
φπ
φπ
φφφ
φπ
φπ
φφφ
(4.37)
în care: ][668,7315211,1'0 NmrFM mc =⋅⋅=
][504,142003,0'0 NFN c =⋅=
Eforturile de compresiune în piciorul bielei vor fi:
( )
( ) ]/[277,1832
62
1
]/[456,1342
62
1
2
2
mmNNkhrh
hrM
ha
mmNNkhrh
hrM
ha
covpmp
pmc
pci
covhmp
pmc
pce
=
⋅+
−⋅⋅
−⋅⋅⋅−⋅
⋅=
=
⋅+
−⋅⋅
+⋅⋅⋅⋅
⋅=
σ
σ
(4.38)
Tensiunile trebuie să se încadreze în intervalul ]/)[300...150( 2mmNca =σ .
Calculul deformaţiei
Deformaţia produsă piciorului bielei sub acţiunea forţei de inerţie se determină astfel:
( )
mmIE
rF
Ol
cmjp 06,010
9086
23
=⋅⋅
−⋅⋅⋅=
φδ (4.39)
în care: 2
5102,2mm
NEOl ⋅= - modulul de elasticitate al materialului bielei;
][507,153612
4
3
mmha
I p=
⋅= - momentul de inerţie al bielei.
Calculul corpului bielei
Calculul la întindere şi compresiune
Calculul corpului bielei se face în cel puţin două secţiuni: în secţiunea mediană I-I, iar
dacă secţiunea variază mult în lungul corpului bielei se face calculul şi pentru secţiunea II-II.
Corpul bielei este solicitat la întindere compresiune şi flambaj.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 71
Fig. 4.29 Elemente de calcul ale corpului bielei
( ) ][325,7479130
2
Nn
rmF j −=+⋅
⋅⋅⋅−= λ
π (4.40)
( ) ][298,266361304
2
max
2
Nn
rmpD
F jcp =+⋅
⋅⋅⋅−⋅
⋅= λ
ππ (4.41)
în care: ( ) ][601,01 kgmmm pbj =+= - masa elementelor în mişcare de translaţie;
][294 2mmA = - aria secţiunii care se calculează.
Efortul unitar de compresiune si efortul unitar de întindere se calculează astfel:
]/[300...150
]/[44,25
]/[6,90
2
2
2
mmN
mmNA
F
mmNA
F
a
i
cpc
=
−==
==
σ
σ
σ
(4.42)
Calculul la flambaj
În secţiunea I-I forţa Fc poate provoca flambajul bielei. Eforturile la flambaj în cele două
plane sunt aproximativ egale pentru dimensiuni ale secţiunilor judicios alese; considerând corpul
bielei ca o bară articulată la capete eforturile de flambaj sunt:
]/[300...150
]/[66,991,1
2
2
mmN
mmNA
F
af
cp
f
=
=⋅=
σ
σ (4.43)
Calculul coeficientului de siguranţă
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 72
344,21 =
⋅+⋅
⋅
=
ma
tc
σψσγε
β
σ (4.44)
în care:
]/[869,72
]/[55,622
14,1
3,0
7,0
1
450
2minmax
2minmax
min
max
1
mmN
mmN
MPa
m
a
i
f
t
=+
=
=−
=
=
=
=
=
=
=
=
σσσ
σσσ
σσ
σσ
γ
ψ
ε
β
σ
Este recomandat ca acest coeficient 5,2...2=c . Calculul capului bielei
Capul bielei se verifică la întindere sub acţiunea forţei de inerţie. Ipotezele de calcul sunt:
� forţa de inerţie se repartizează;
� pe capac după o lege sinusoidală;
� secţiunea periculoasă se află în dreptul locaşurilor şuruburilor de bielă;
� capul bielei este o bară curbă continuă, capacul fiind montat cu strângere;
� cuzineţii se deformează împreună cu capacul bielei preluând o parte din efort
proporţional cu momentul de inerţie al secţiunii transversale.
În această situaţie efortul unitar de întindere în fibra interioară este:
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 73
Fig. 4.30 Schema de calcul a capului bielei
]/[300...160
]/[35,1264,0
1
023,0
2
2
mmN
mmNAA
WI
I
lF
adm
ccp
cpcp
c
pjc
=
=
++
⋅
+
⋅⋅=
σ
σ (4.45)
în care: ( ) ( ) ( )[ ] ][669,10378130 21
2
Nmmmmn
rF cpbbpjc −=−++⋅+⋅
⋅⋅−= λ
π
][66,5716 4mmI cp = - momentul de inerţie al capacului;
][55,32 4mmI c = - momentul de inerţie al cuzinetului;
][350 2mmAcp = - aria secţiunii capacului;
][5,62 2mmAc = - aria secţiunii cuzinetului;
][66,5816 3mmWcp = - momentul de rezistenţă al capacului;
][63 mml p = - distanţa dintre axele şuruburilor bielei.
Calculul coeficientului de siguranţă
Coeficientul de siguranţă pentru ciclul pulsator:
( )365,2
12
max
1 =+⋅
⋅=εσ
σ tc (4.46)
Se recomandă încadrarea coeficientului în intervalul 3...5,2=c .
Calculul deformaţiei
( ) 06,00024,0 2
=+⋅
⋅⋅=
ccpOl
pjc
IIE
lFδ (4.47)
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 74
Calculul şuruburilor de bielă
Şuruburile de bielă sunt solicitate la întindere de forţa iniţială Fsp şi de forţa de inerţie a
maselor în mişcare de translaţie şi a maselor în mişcare de rotaţie care se află deasupra planului
de separaţie dintre corp si capac. Pentru a asigura strângerea necesară cuzineţilor, forţa de
strângere iniţială a şuruburilor trebuie să fie mai mare decât forţa de inerţie care rvine unui şurub.
][069,11157 NFFF ilsps −=⋅+= χ (4.48)
în care: 2=z - numărul de şuruburi;
][669,103782
][335,5189
15,0
NFF
Nz
FF
FF
ilsp
iil
jci
−=⋅=
−==
=
=χ
Ţinând seama de forţele ce solicită şuruburile de bielă, acestea se dimensionează în
funcţie de solicitarea la întindere şi se verifică la oboseală.
Diametrul fundului filetului se determină astfel:
][992,54
2
1 mmF
c
ccd
c
scs =⋅⋅⋅−=
σπ (4.49)
în care: 8,2=cc - coeficient de siguranţă;
3,11 =c - factor ce ţine seama de solicitările la torsiune;
2,12 =c - factor ce ţine seama de curgerea materialului;
]/[1200 2mmNc =σ - limita de curgere a materialului şuruburilor.
Diametrul parţii nefiletate
][757,54
' mmF
cdc
scs =⋅⋅−=
σπ (4.50)
Calculul coeficientului de siguranţă
652,31 =
⋅+⋅
⋅
=
mv
c
σψσγε
β
σ (4.51)
în care: ]/[804,3812
2minmax mmNm −=+
=σσ
σ
]/[8,132
2minmax mmNv −=−
=σσ
σ
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 75
][203,284
]/[004,368
]/[604,395
22
2min
2max
mmd
A
mmNA
F
mmNA
F
ss
s
sp
s
s
=⋅
=
−==
−==
π
σ
σ
]/[600
2,0
2,1
85,0
2,5
21 mmN=
=
=
=
=
σ
ψ
γ
ε
β
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 76
4.9 Arborele cotit
4.9.1 Principii de proiectare
La proiectarea arborelui cotit se vor alege acele soluţii care să asigure o rigiditate
maximă. Pentru atingerea acestui deziderat la cele mai multe construcţii fusurile paliere se
amplasează după fiecare cot, diametrele acestora se măresc, iar lungimile acestora se micşorează,
de asemenea aceste măsuri fac posibil mărirea dimensiunilor braţelor. Rigiditatea arborelui cotit
poate fi îmbunătăţită şi prin mărirea suprapunerii secţiunilor fusurilor paliere şi manetoane, zonă
cu cea mai ridicată concentrare de tensiuni.
Solicitarea cu forţe variabile produce fenomenul de oboseală al arborelui cotit, periculos
îndeosebi la trecerea de la fus la braţ, deoarece trecerea reprezintă un concentrator de tensiune
(fig. 4.31). În scopul atenuării efectului de concentrare a tensiunilor, racordările dintre fusuri şi
braţe se realizează cu raze cât mai mari, după un arc de elipsă sau arc de parabolă (R=0,045D).
Pentru mărirea suprafeţei de sprijin a fusului racordarea se poate executa sub forma unui arc cu
raze variabile.
O soluţie eficientă de diminuare a tensiunilor cu 20…30% o constituie racordarea cu
degajare, dar această soluţie determină micşorarea suprafeţei portante a fusurilor.
Pentru a uşura rectificarea fusurilor se prevăd praguri cu o grosime de 0,5…1,5 [mm] şi
cu un diametru mai mare cu 8...15[mm] decât diametrul fusului. Pragurile se racordează către
braţ cu raze de 0,5...1,0 [mm].
Diametrul fusului maneton se stabileşte în aşa fel încât să se obţină dimensiuni pentru
capul bielei care să permită trecerea acestuia prin alezajul cilindrului. De asemenea, diametrul
fusului maneton trebuie să satisfacă condiţia ca viteza periferică să nu depăşească 11 [m/s]
pentru a se asigura o bună comportare a cuzineţilor în exploatare.
Reducerea greutăţii arborelui şi a forţelor centrifuge se poate obţine prin utilizarea
fusurilor tubulare. Soluţia asigură o mai bună distribuire a fluxului de forţe, determinând o
creştere a rezistenţei la încovoiere şi torsiune cu 20…30% iar a rezistenţei la oboseală cu până la
100%.
Pentru a se asigura o ungere bună a fusurilor arborelui cotit raportul lungime/diametru
trebuie să se înscrie în următoarele intervale: lm/dm = 0,5…0,6; lp/dp=0,4…0,5.
Echilibrarea arborelui cotit şi descărcarea lagărelor paliere se realizează prin aplicarea de
contragreutăţi în prelungirea braţelor.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 77
Contragreutăţile pot fi ataşate prin intermediul şuruburilor la arborii cotiţi forjaţi sau pot
fi obţinute direct la turnarea arborelui cotit. Forma lor este foarte apropiată de cea unui sector de
disc întrucât la un cuplu static mare prezintă un moment de inerţie mic.
Capătul anterior al arborelui cotit se proiectează în trepte pentru a face posibilă montarea
roţilor dinţate pentru antrenarea distribuţiei eventual a pompei de injecţie sau pompei de ulei; a
roţilor de curea pentru antrenarea pompei de apă, ventilatorului, generatorului de curent, a
compresorului sau a pompei de vid. La unele motoare pe capătul din faţă al arborelui cotit se
prevede montarea amortizorului de vibraţii torsionale.
O atenţie deosebită trebuie să se acorde etanşării capătului anterior pentru a prevenii
scurgerile de ulei.
Capătul posterior al arborelui cotit se proiectează cât mai scurt posibil şi el trebuie
prevăzut cu o flanşă pentru montarea volantului.
Etanşarea capătului posterior se poate realiza combinat prin inele deflectoare şi manşete
de etanşare din cauciuc sau pâslă. De asemenea pentru a îmbunătăţii etanşarea pe ultima porţiune
a fusului se poate executa o porţiune de filet cu sens invers sensului de rotaţie al arborelui.
La proiectarea arborelui cotit, în funcţie de turaţia maximă se va dimensiona diametrul
suprafeţei care vine în contact cu garnitura deoarece viteza periferică este un factor limitativ în
utilizarea diverselor garnituri de etanşare. Garniturile de etanşare din pâslă rezistă până la viteze
periferice de 22 [m/s], manşoanele din cauciuc nitrilic până la viteze periferice de 12 [m/s] şi
temperaturi de 383 [K]; cele din cauciuc acrilic până 20 [m/s] şi temperatura de 423 [K] iar cel
din cauciuc siliconic până la viteze de 35 [m/s] şi temperatura de 453 [K].
La trasarea canalelor de ungere dintre fusurile paliere şi manetoane se va evita planul
înclinat la 45o faţă de planul cotului, deoarece în acest plan se produc tensiunile maxime de
torsiune.
Condiţiile tehnice impuse la proiectarea arborelui cotit trebuie să fie foarte severe, dată
fiind importanţa lui în funcţionarea mecanismului motor. Abaterile de la limita impusă
geometriei fusurilor condiţionează durabilitatea cuzineţilor, uzura fusurilor şi în consecinţă
durabilitatea arborelui. Toleranţele privind poziţia spaţială se referă la concentricitatea fusurilor
şi rectiliniaritatea axei arborelui cotit, care trebuie să fie în limitele 0,025…0,035 [mm], precum
şi la neparalelismul axelor fusurilor paliere şi manetoane care se admite de
0,015…0,050[mm]/100[mm] în planul perpendicular pe aceasta.
Toleranţele la lungimea fusurilor paliere şi manetoane se admit în limitele
0,15…0,35[mm], iar pentru fusul palier de ghidare axială 0,05…0,15[mm].
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 78
Pentru a asigura rezistenţa la uzură, duritatea fusurilor trebuie să fie de 52…65 [HRC], iar
adâncimea stratului durificat de 2,5…4,5[mm]. Calitatea suprafeţelor fusurilor paliere şi
manetoane este legată de asigurarea rezistenţei la oboseală şi de condiţiile de uzură a fusurilor şi
cuzineţilor. De aceea rugozitatea suprafeţelor fusurilor se limitează la 0,1…0,4[mm].
Evitarea apariţiei unor dezechilibre se realizează prin aplicarea echilibrării dinamice a
arborelui cotit, care constă în a corecta masa arborelui astfel încât axa principală de inerţie să
coincidă cu axa de rotaţie.
Fig. 4.31 Arborele cotit cu contragreutăţi
Pentru a satisface cerinţele impuse arborilor cotiţi, rezistenţa la oboseală, rigiditate, o
calitate superioară a suprafeţelor fusurilor, aceştia se execută din fontă sau oţel.
Fonta a dat bune rezultate la confecţionarea arborilor cotiţi pentru motoarele cu aprindere
prin scânteie şi anume fonta modificată cu grafit nodular. De asemenea se poate folosi fonta
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 79
aliată cu Cr, Ni, Mo, Cu. Semifabricatele din fontă se obţin prin turnare ceea ce conferă acestora
o bună precizie micşorând volumul prelucrărilor mecanice cu 25-30%.
Oţelurile folosite pentru obţinerea arborilor cotiţi sunt oţeluri de îmbunătăţire cu şi fără
elemente de aliere. În mod obişnuit se folosesc oţeluri carbon de calitate OLC45 şi OLC60.
Pentru arborii cotiţi puternic solicitaţi se utilizează oţeluri aliate cu Cr-Ni, Cr-Ni-Mo sau Cr-Mo.
4.9.2 Calculul arborelui cotit
Având în vedere condiţiile de funcţionare, prin calcul, arborele cotit se verifică la
presiune specifică şi încălzire, la oboseală şi la vibraţii de torsiune.
Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptându-se prin
prelucrarea statistică a dimensiunilor arborilor cotiţi existenţi. (Tabelul 4.4 şi fig. 4.32).
Concomitent cu dimensionarea arborelui cotit se adoptă şi configuraţia contragreutăţilor.
(masa şi poziţia centrului de greutate se determină la calculul dinamic al motorului).
Tabelul 4.4 Dimensiunile relative ale elementelor arborelui cotit
Dimensiunea caracteristică M.A.S.
în linie Lungimea cotului l (0,90…1,30)D ][1053,1 mmDl =⋅=
Diametrul fusului palier dp (0,60…0,80)D ][567,0 mmDd p =⋅=
Lungimea fusului palier lp -paliere intermediare -paliere extreme sau medii
(0,3…0,7)dp (0,5…0,7)dp
][397,0 mmdl pp =⋅=
][3765,0 mmdl pp =⋅=
Diametrul fusului maneton dm (0,55…0,70)D ][486,0 mmDdm =⋅=
Lungimea fusului maneton lm (0,45…0,70)dm ][3266,0 mmdl mm =⋅=
Grosimea braţului h (0,15…0,36)dm ][143,0 mmdh m =⋅=
Lăţimea braţului b (1,17…1,90)dm ][5,7558,1 mmdb m =⋅=
Raza de racordare (0,06…0,1)dm ][5,206,0 mmdr mr =⋅=
Avand in vedere conditiile de functionare, prin calcul, arborele cotit se verifica la presiune
specifica si incalzire, la oboseala si la vibratii de torsiune.
Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptandu-se prin
prelucrarea statistica a dimensiunilor arborilor cotiti existenţi.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 80
Fig. 4.32 Dimensiunile principale ale arborelui cotit
Verificarea fusurilor la presiune şi încalzire
Pentru a se preveni expulzarea peliculei dintre fusuri şi cuzineţi trebuie să le limiteze
presiunea maximă pe fusuri. Presiunea specifică convenţională maximă pe fusurile manetoane şi
paliere se calculează cu relaţiile:
]/[888,7
]/[223,21
2maxmax
2maxmax
mmNld
Rp
mmNld
Rp
pp
pp
mm
mm
=⋅
=
=⋅
=
(4.52)
în care: ][72,32598max NRm = - forţa maximă care încarcă fusul maneton;
][13,17228max NRp = - forţa maximă care încarcă fusul palier.
Aceste forţe au fost determinate în capitolul 3 din diagramele polare desfaşurate.
Presiunea specifica medie conventională pe fusurile manetoane şi paliere se determină cu
relaţiile:
]/[306,1
]/[152,2
2
2
mmNld
Rp
mmNld
Rp
pp
pm
p
mm
mmm
=⋅
=
=⋅
=
(4.53)
în care: ][9,2852
][17,3305
NR
NR
pm
mm
=
= - mediile ritmetice ale valorilor forţelor care
încarcă fusurile paliere şi manetoane.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 81
Tabelul 4.5 Valorile admisibile ale presiunilor pe fusurile arborelui cotit
Tipul fusului Presiunea specifică maximă [N/mm2] Presiuna specifică medie [N/mm2]
MAS MAS Maneton 4,0…25 3,0…15
Palier 2,0…30 2,0…20
Verificarea fusului la încălzire se efectueaza iniţial pe baza unui ciclu simplificat şi acesta
se referă la determinarea coeficientului de uzură.
214,260
255,260
3
3
=
⋅⋅⋅⋅=
=
⋅⋅⋅⋅=
ndpK
ndpK
p
pp
mmm
πξ
πξ
(4.54)
în care: 06,1=ξ
Este foarte important ca valorile maxime ale gradelor de soc pe cele doua fusuri să fie:
, .max 2....3m pK =
Verificarea prin această metodă nu ia în considerare factorii caracteristici ai regimului
hidrodinamic de ungere.
Verificare la oboseală
Calculul arborelui cotit ca o grindă static nedeterminată implică dificultăţi. De aceea
calculul impune adoptarea unor scheme simplificate de încărcare şi deformare care consideră
arborele cotit ca o grindă discontinuă alcătuita dintr-un număr de parţi egal cu numărul coturilor.
Calculul se efectuează pentru fiecare cot în parte în următoarele ipoteze simplificatoare:
a) fiecare cot reprezintă o grindă simplu rezemată pe două reazeme;
b) reazemele sunt rigide si coaxiale;
c) momentele de încovoiere în reazeme se neglijează;
d) fiecare cot lucrează în domeniul amplitudinilor maxime ale momentelor de
încovoiere şi de torsiune şi a forţelor variabile ca semn;
e) în reazemul din stanga cotului acţionează un moment de torsiune egal cu suma
momentelor coturilor care preced cotul de calcul.
Calculul fusului palier la oboseală
Fusul palier este solicitat la torsiune şi încovoiere după un ciclu asimetric. Deoarece
lungimea fusului este redusă, momentele încovoietoare au valori mici şi în aceste condiţii se
renunţă la verificarea la încovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioară a arborelui cotit
sunt solicitate la momente de răsucire mai mici decât acelea ce acţionează în fusurile dinspre
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 82
partea posterioară a arborelui si mai ales asupra fusului final, deoarece în acesta se însumează
momentele medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvoltat pentru fiecare cilindru în
parte, ceea ce implică însumarea momentelor de torsiune ţinându-se cont de ordinea de
aprindere.
Fig. 4.33 Calculul fusului palier
Coeficientul de siguranţă
395,61 =
⋅+⋅
=
pmrpa
px
C
σψσγ
τ (4.55)
în care: ]/[180 21 mmN=−τ - pentru oţel-carbon de calitate;
5,2=x
2,1=γ
]/[39,102
]/[96,122
2minmax
2minmax
mmN
mmN
pppm
pppa
=+
=
=−
=
σσσ
σσσ
]/[355,2310
]/[556,210
23
maxmax
23
minmin
mmNW
M
mmNW
M
p
pp
p
pp
=⋅
=
−=⋅
=
σ
σ
][66,402
][06,44
max
min
NmM
NmM
p
p
=
−=
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 83
][06,1724132
33
mmd
W pp =
⋅=
π
111,02
0
01 =−⋅
= −
τ
ττψ r
]/[3248,1 210 mmN=⋅= −ττ
Este de preferat ca: 3...2>pC .
Calculul fusului maneton la oboseală
Fusul maneton este solicitat la încovoiere si torsiune. Calculul se efectuează pentru un cot
ce se sprijină pe două reazeme şi este încărcat cu forţe concentrate. Deoarece secţiunea
momentelor maxime ale acestor solicitări nu coincide în timp, coeficientul de siguranţă se
determină separat pentru încovoiere şi torsiune şi apoi coeficientul global de siguranţă.
Reacţiunile din reazeme se determină din condiţia de echilibru a forţelor şi momentelor.
Este convenabil ca forţele ce acţionează asupra fusului să se descompună în două direcţii: una în
planul cotului cealaltă tangenţială la fusul maneton.
Calculul fusului maneton la torsiune se face pe baza urmatoarelor relaţii:
Fig. 4.34 Calculul fusului maneton
Coeficientul de siguranţă la torsiune
6,21 =
⋅+⋅
⋅
=
mrart
C
τψτεγ
β
τ
σ
τ (4.56)
în care: ]/[180 21 mmN=−τ - pentru oţel-carbon de calitate;
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 84
1,1
11,0
7,0
2
=
=
=
=
t
r
r
γ
ψ
ε
βτ
]/[841,132
]/[523,92
2minmax
2minmax
mmN
mmN
m
a
=+
=
=−
=
τττ
τττ
][688,2171416
][93766
][507350
]/[318,4
]/[364,23
33
min
max
2minmin
2maxmax
mmdW
NmM
NmM
mmNW
M
mmNW
M
mpm
t
t
pm
t
pm
t
=⋅=
=
=
==
==
π
τ
τ
Calculul fusului maneton la încovoiere se face pe baza următoarelor relaţii:
Fig. 4.35 Calculul fusului maneton la incovoiere
Coeficientul de siguranţă pentru solicitarea de încovoiere
181,81 =
⋅+⋅
⋅
= −
mrar
C
σψσεγ
β
σ
σ
σ
σ (4.57)
în care: ]/[280 21 mmN=−σ - pentru oţel-carbon de calitate;
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 85
8,0
11,0
7,0
2
=
=
=
=
σ
σ
γ
ψ
ε
β
r
r
]/[149,132
]/[216,92
2minmax
2minmax
mmN
mmN
m
a
=+
=
=−
=
σσσ
σσσ
]/[364,2210
]/[933,310
23
maxmax
23
minmin
mmNW
M
mmNW
M
m
i
m
i
=⋅
=
=⋅
=
σ
σ
][85413
][485623
max
min
NmM
NmM
i
i
=
=
][688,2171432
33
mmd
W mm =
⋅=
π
Coeficientul de siguranţă global
478,222
=+
⋅=
τσ
τσ
CC
CCCm (4.58)
Este de preferat ca: 3...5,2<amC .
Calculul braţului arborelui cotit
Braţul arborelui cotit este solicitat de sarcini variabile de întindere, compresiune,
încovoiere şi torsiune. Coeficienţii de siguranţă pentru aceste solicitări se determină în mijlocul
laturii mari a secţiunii tangente fusului palier, punctul I unde apar cele mai mari eforturi unitare.
În planul cotului ia naştere o solicitare compusă de încovoiere produsă de momentul Miz = Bz.a şi
compresiune produsă de reacţiunea Bz.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 86
Tensiunea totală
Fig. 4.36 Calculul braţului
Coeficientul de siguranţă pentru solicitarea de încovoiere
6,31 =
⋅+⋅
=
ma
xC
σψσγ
σ
σ
σ
σ (4.59)
în care: ]/[280 21 mmN=σ
5,1
1,0
1,1
=
=
=
xσ
σ
ψ
γ
]/[54,2072
]/[924,1752
2minmax
2minmax
mmN
mmN
a
m
=−
=
=+
=
σσσ
σσσ
]/[463,38316 2
2maxmax mmNhbhb
aBz =
⋅+
⋅
⋅⋅=σ
][3,2658
][4,32241
]/[616,3116
min
max
22minmin
NB
NB
mmNhbhb
aB
z
z
z
−=
=
−=
⋅+
⋅
⋅⋅=σ
Braţul arborelui cotit este supus şi la solicitarea de torsiune coeficientul de siguranţă
pentru solicitarea de torsiune fiind:
9,21 =
⋅+⋅
=
mtat
tx
C
τψτγ
τ (4.60)
în care: 1,1=tγ
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 87
]/[24,212
]/[05,172
1,0
1,1
2
2minmax
2minmax
mmN
mmN
x
a
m
t
t
=−
=
=+
=
=
=
=
τττ
τττ
ψ
γ
27,0
][14,1240
][3,11333
]/[19,45,0
]/[293,385,0
min
max
22
minmin
2
2max
max
=
−=
=
−=⋅⋅
⋅⋅=
=⋅⋅
⋅⋅=
K
NT
NT
mmNhbK
Ta
mmNhbK
Ta
τ
τ
Coeficientul de siguranţă global
258,222
=+
⋅=
t
tbr
CC
CCC
σ
σ (4.61)
Valorile admisibile ale coeficientului global de siguranţă sunt: Cbr = 2…3.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 88
4.10 Mecanismul de distribuţie
4.10.1 Principii de proiectare
Mecanismul de distribuţie este un subsistem al motorului cu ardere internă care asigură
realizarea schimbului de gaze dintre cilindrul motor şi mediul exterior, respectiv umplerea
cilindrului cu încărcătură proaspătă şi evacuarea produselor de ardere. Această funcţie este
realizată prin deschiderea şi închiderea periodică a orificiilor de admisie şi evacuare.
Mecanismele de distribuţie pot fi clasificate din punct de vedere al modului de realizare a
schimbului de gaze în mecanisme de distribuţie cu supape, folosite la toate motoarele în 4 timpi
realizate în prezent, şi mecanisme de distribuţie cu lumini (sau ferestre), folosite la unele
mecanisme de distribuţie la motoarele în doi timpi. La motoarele cu mecanism de distribuţie cu
supape transmiterea mişcării la supape se face de la un arbore special numit arbore cu came.
Arborele cu came al mecanismului de distribuţie poate fi dispus în blocul motor sau în chiulasă.
Dispunerea în blocul motor oferă avantajul antrenării directe de la arborele cotit printr-o
pereche de roţi dinţate această variantă asigurând o legătură rigidă şi fiabilă între arborele cu
came şi arborele cotit dar zgomotul în timpul funcţionării este relativ mare. În cazul în care
arborele cu came este prea depărtat de arborele cotit se foloseşte pentru transmisie un lanţ sau o
curea dinţată. Acest tip de dispunere se foloseşte acum în special la motoarele mari, destinate
echipării autocamioanelor, şi la modelele vechi de motoare pentru autoturisme.
Dispunerea arborelui cu came în chiulasă oferă avantajul reducerii numărului de
componente al mecanismului de distribuţie ( nu mai sunt necesare tijele împingătoare), are un
zgomot mult mai redus în timpul funcţionării şi asigură o antrenare elastică a mecanismului de
distribuţie, în cazul folosirii curelelor dinţate elastice. Un dezavantaj al acestui tip de angrenare
este necesitatea schimbării după perioade riguroase de timp a curelei de distribuţie.
De regulă antenarea arborelui cu came se face de la partea opusă a volantului deoarece
aceasta permite montarea unei roţi dinţate conducătoare mai mici. La unele motoare în doi timpi
cu roţi dinţate conducătoare de dimensiuni mari se poate folosi antrenarea din partea volantei
care prezintă avantajul că fazele de distribuţie nu sunt influenţate de oscilaţiile torsionale, acestea
fiind absorbite de către volant.
Pentru îmbunătăţirea coeficientlui de umplere al cilindrului se pot folosi mai multe
supape pe cilindru ca în fig. 4.37. La aceste construcţii însă se pun probleme la antrenarea
arborilor cu came în cazul acţionării directe. O metodă foarte simplă de a asigura antrenarea unei
perechi de arbori cu came este prezentată de firma TOYOTA care propune antrenarea celui de-al
doilea arbore cu came folosind mişcarea primului arbore de la care, prin antrenare folosind o
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 89
pereche de roţi dinţate, mişcarea ajunge la cel de-al doilea arbore cu came. Soluţia constructivă
este prezentată în fig. 4.38.
Fig. 4.37 Îmbunătăţirea coeficientului de umplere Fig. 4.38 Soluţie compactă de antrenare folosind mai multe supape pe cilindru a doi arbori cu came dispuşi în cap
Construcţia principalelor elemente ale distribuţiei se determină din condiţiile de
funcţionare astfel:
Supapele sunt supuse unor sarcini dinamice şi temperaturi ridicate, aceste condiţii
necesitând un material foarte rezistent. Pentru acestea se folosesc oţeluri aliate cu Cr(9%) şi
Si(3,5%). Forma supapei trebuie aleasă astfel încât să asigure o rigiditate ridicată şi în acelaşi
timp să provoace pierderi gazodinamice minime pe traiectul de admisie.
Supapele dispuse în evacuare trebuie să aibă tija cu un diametru mai mare şi bucşa de
ghidare cât mai lungă pentru a uşura evacuarea căldurii. La motoarele cu încărcare termică
ridicată se introduce în interiorul tijei supapei Na care se topeşte la o temperatură de 97°C şi
favorizează evacuarea căldurii prin tijă după cum se arată în fig.4.39.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 90
Fig. 4.39 Supapă cu sodiu în interior Fig. 4.40 Dimensiunile orientative ale supapei
La supapele de admisie bucşa de ghidare nu trebuie să intre mult în canal pentru a nu
provoca pierderi gazodinamice pe traseul de admisie. Construcţia unei supape normale este
prezentată în fig.4.40.
Unghiul γ este de obicei de 45°, dar la unele supape de admisie poate fi şi de 30°. Acest
unghi la supapă de face cu 0,5…1,0° mai mic decât unghiul scaunului de supapă pentru a asigura
un contact bun între supapă şi scaun şi în acelaşi timp pentru a proteja suprafaţa conică a supapei
de gazele arse în timpul cât aceasta este închisă.
Lăţimea suprafeţei de etanşare se recomandă să fie în următoarele limite:
b dc= ⋅( , , )0 05 0 12K
în care: dc-diametrul canalului de admisie sau evacuare în poarta supapei.
Diametrul dc trebuie să fie între anumite limite, respectiv:
d Dc = ⋅( , , )0 50 0 54K
în care: D - alezajul cilindrului.
Raza de racordare a capului supapei cu tija se recomandă să fie:
r dc c= ⋅( , , )0 16 0 25K
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 91
Diametrul tijei d se alege după mărimea forţelor laterale la care este solicitată tija. În
cazul acţionării prin tachet, caz în care nu apar forţe laterale, se recomandă:
d dc= ⋅( , .. ,25)0 16 0
În cazul acţionării directe de la camă, (distribuţie în cap), grosimea tijei se măreşte astfel:
d dc= ⋅( , , )0 30 0 40K
Lungimea tijei depinde de dispunerea supapelor şi variază în limite largi, funcţie de
mărimea arcurilor, de lungimea bucşelor de ghidare, etc.. În general se recomandă:
l dc= ⋅( , , )2 5 3 5K
Scaunul supapei se recomandă să aibă o grosime radială de (0,08…0,15) dc şi o înălţime
de (0,18…0,25) dc şi se montează cu o strângere de (0,0015…0,0035) din diametrul său exterior.
Bucşele de ghidare au grosimi de perete între (2,5…4,0)[mm] şi lungimi de
(1,75…2,50)dc, în funcţie de lungimea tijei supapei.
Arcurile se fac din sârmă de oţel pentru arcuri, Arc4, Arc5, de (3…5)[mm] diametru şi se
montează uneori câte două pentru a reduce înălţimea chiulasei. La motoarele de turaţii foarte
ridicate se pot folosi în locul arcurilor două came alăturate, una pentru deschiderea supapei şi
cealaltă pentru închiderea ei.
Arborele cu came se sprijină pe trei fusuri. În cazul amplasării lui în interiorul blocului
motor trebuie avut în vedere ca razele fusurilor să fie mai mari decât raza maximă a camei iar
pentru uşurarea montării acestea trebuie să aibă dimensiuni descrescătoare de la un capăt la
celălalt. În cazul amplasării lor în chiulasă nu mai trebuiesc respectate aceste considerente dar
fusurile trebuie să reziste solicitărilor complexe care apar în timpul funcţionării mecanismului de
distribuţie.
4.10.2 Alegerea fazelor de distribuţie
Realizarea unei bune evacuări a gazelor arse şi a unei umpleri cât mai bune a cilindrului
cu gaze proaspete, respectiv obţinerea unei diagrame de pompaj cât mai favorabile, sunt direct
dependente de fazele de distribuţie.
Astfel deschiderea supapei de evacuare trebuie să se facă cu un avans optim pentru a se
consuma un lucru mecanic minim la evacuarea gazelor arse şi a se pierde cât mai puţin lucru
mecanic de destindere a gazelor.
Închiderea supapei de evacuare trebuie să se realizeze cu o întârziere optimă pentru a se
fructifica la maxim efectul inerţiei coloanei de gaze până ce acesta este anulat de depresiunea
formată în cilindru.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 92
Deschiderea supapei de admisie necesită un avans optim la care se asigură trecerea unei
cantităţi cât mai mici de gaze arse din cilindru în conducta de admisie, pierderi gazodinamice cât
mai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie şi în final o umplere cât mai
completă a cilindrului cu gaze.
Închiderea supapei de admisie trebuie realizată cu o astfel de întârziere încât să se
utilizeze la maxim, în folosul umplerii, efectul inerţional al coloanei de gaze proaspete.
Aceste considerente duc la valori optime experimentale ale unghiurilor de deschidere şi
închidere a supapelor pentru fiecare regim de funcţionare (turaţie, sarcină). Valorile medii ale
acestor unghiuri, pentru motoare în 4 timpi, sunt date în tabelul 4.6.
Tabelul 4.6
Tipul Motorului
Admisie Evacuare
Avans la deschidere faţă
de PMI [°RAC]
Întârzierea la închidere faţă
de PME [°RAC]
Avans la deschidere faţă
de PME [°RAC]
Întârzierea la închidere faţă
de PMI [°RAC]
M.A.S. Aspirat natural
30 75 60 14
O reprezentare sugestivă a fazelor de distribuţie pentru motorul în 4 timpi este prezentată
în fig. 4.41.
Fig. 4.41 Diagrama fazelor de distribuţie la motorul în 4 timpi
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 93
Tabelul 4.7 Principalii parametrii constructive ai supapelor mecanismului de distribuţie
Diametrul mare al talerului - admisie ][28 mmd a =
- evacuare ][25 mmdev =
Diametrul canalului - admisie ][22,24865,0 mmdd aca =⋅=
- evacuare ][625,21865,0 mmdd evcev =⋅=
Lungimea feţei - admisie ][8,2 mmba =
- evacuare ][7,2 mmbev =
Raza de racordare la tijă - admisie ][5,7 mmrca =
- evacuare ][7 mmrca =
Diametrul tijei - admisie ][5 mma =δ
- evacuare ][5,4 mmev =δ
Lungimea supapei - admisie ][96 mmla =
- evacuare ][5,95 mmlev =
Înaltimea maximă de ridicare - admisie ][6max mmha =
- evacuare ][6max mmhev =
4.10.3 Parametrii principali ai mecanismului de distribuţie
În acest subcapitol se vor determina ariile necesare de curgere pentru gaze astfel încât să
avem o umplere cât mai completă a cilindrului.
Canalele de admisie şi evacuare se construiesc cu secţiuni cât mai mari pentru a se
micşora pierderile gazodinamice. Diametrul canalului de admisie se face cu (10..20)% mai mare
decât cel al canalului de evacuare şi aria secţiunii sale de trecere este de (15..20)% din aria
pistonului.
Aria secţiunilor de trecere a canalelor se verifică în primă aproximaţie la o viteză medie a
gazelor în ipoteza că pistonul se deplasează cu viteză constantă, supapele nu există, iar gazele
sunt incompresibile.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 94
Viteza de curgere a gazelor prin canal
( )
( )
=⋅
⋅−=
=⋅
⋅−=
s
mW
id
DW
s
mW
id
DW
m
ce
ce
m
ca
ca
711,41
875,32
22
2
22
2
δ
δ (4.62)
în care:
=
⋅⋅=
−
s
mnSWm 833,11
30
10 3
- viteza maximă a pistonului;
4=i - numărul supapelor de admisie si evacuare.
Se recomandă urmatoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime:
.]/[100...70
;]/[80...40
max
max
evacuaresmW
admisiesmW
ce
ca
−=
−=
Aria sectiunii efective de trecere
( )
( ) ][649,3474
][086,4414
222
222
mmdA
mmdA
cece
caca
=−⋅=
=−⋅=
δπ
δπ
(4.63)
Viteza de curgere a gazelor pentru hmax
=
⋅⋅
⋅⋅=
=
⋅⋅
⋅⋅=
s
m
iA
DWW
s
m
iA
DWW
se
mse
sa
msa
18,444
968,394
max
2
max
2
π
π
(4.64)
în care: ][806,362180
cos180
sin180
cos 22
max mmhdhA casa =
⋅⋅
⋅⋅+
⋅⋅⋅⋅=
πγ
πγ
πγπ
][318,328180
cos180
sin180
cos 22
max mmhdhA cese =
⋅⋅
⋅⋅+
⋅⋅⋅⋅=
πγ
πγ
πγπ
°= 45γ Se recomandă urmatoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime:
.]/[100...80
;]/[90...70
max
max
evacuaresmW
admisiesmW
se
sa
−=
−=
Determinarea profilului camei
Se foloseşte o camă profilată după metoda polinomială, care consideră pentru fiecare
porţiune a camei o variaţie a acceleraţiei de tip polinomial având termenii polinomului de grade
corespunzătoare unei progresii aritmetice.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 95
006,0
2
6
=
+=
+=
+=
+=
=
mh
ars
aqr
apq
ap
a
- constantele utilizate pentru determinarea profilului camei;
Ridicarea camei
( )
⋅+
⋅+
⋅+
⋅+
⋅+⋅=
s
s
r
r
q
q
p
pms CCCCChh0000
2
021
α
α
α
α
α
α
α
α
α
αα (4.65)
Viteza camei
( )
⋅⋅+
⋅⋅+
+
⋅⋅+
⋅⋅+
⋅⋅
⋅⋅=−−
−−
1
0
1
0
1
0
1
002
0
2
s
s
r
r
q
q
p
p
ms
CsCr
CqCpC
hv
α
α
α
α
α
α
α
α
α
α
α
ωα (4.66)
Acceleraţia tachetului
( )( ) ( )
( ) ( )
⋅⋅−⋅+
⋅⋅−⋅+
+
⋅⋅−⋅+
⋅⋅−⋅+⋅
⋅⋅=−−
−−
2
0
2
0
2
0
2
02
20
2
11
112
s
s
r
r
q
q
p
p
ms
CssCrr
CqqCppC
ha
α
α
α
α
α
α
α
α
α
ωα (4.67)
în care: 30
n⋅=
πω
18090...
18089,
18090
180900
πππα
πα
⋅⋅−⋅−=
⋅=
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 96
( ) ( ) ( ) ( )
( ) ( ) ( ) ( )
( ) ( ) ( ) ( )
( ) ( ) ( ) ( )
( ) ( ) ( ) ( )rsqspss
srpC
qsqrpqq
srpC
psprprp
srqpC
psprpqr
sqpC
psprpqp
srqC
s
q
r
p
−⋅−⋅−⋅−
⋅⋅⋅−=
−⋅−⋅−⋅−
⋅⋅⋅−=
−⋅−⋅−⋅−
⋅⋅⋅−=
−⋅−⋅−⋅−
⋅⋅⋅=
−⋅−⋅−⋅−
⋅⋅⋅=
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
(4.68)
0
0.0035
0.007
Ridicarea camei
hs α( )
α180
π⋅
5
0
5
Viteza
vs α( )
α
5000
0
5000
Acceleratia tachetului
as α( )
α Fig. 4.42 Ridicarea, viteza şi acceleraşia camei
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 97
Calculul de rezistenta al pieselor mecanismului
Masele reduse ale mecanismului
][652,26410' 2 gAmm cadd =⋅⋅= − (4.69)
în care:
=
260'
cm
gm d
Calculul arcurilor supapei Arcurile trebuie sa menţina supapă închisă şi să asigure legătura cinematică între ea şi
cama când forţele de inerţie tind să desprindă tachetul de pe camă, la orice regim de funcţionare.
Forţa minimă a arcului (F0) se deternină din condiţia nedeschiderii supapei de evacuare
la depresiunea din cilindru.
( )
][679,504
1023
Npd
F rca
ga =⋅⋅⋅
=−π
(4.70)
în care: ][800max NFkF r =⋅=
2
][400
=
=
rk
NF
]/[101,1 25 mmNpr ⋅= -presiunea în cilindru în timpul evacuării.
Dimensiunile arcului Diametrul sârmei
][319,38 max mm
DFd r =
⋅
⋅⋅⋅=
τπ
χ (4.71)
în care: ][798,219,0 mmdD car =⋅=
]/[500
24,12mmN=
=
τ
χ
Numărul de spire active
125,5max =⋅⋅
⋅⋅⋅=
τπ
χ
rr D
FdGi (4.72)
în care: ]/[101,8 24 mmNG ⋅= - modulul de elasticitate transversal.
Se adoptă:
72 =+= rii - numărul spirelor active.
Pasul arcului
mmi
Fdt
r
251,5minmax =∆++= (4.73)
în care: mm6,0min =∆ - jocul minim între spirele arcului.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 98
Calculul arborelui de distributie
Fig. 4.43 Calculul arborelui de distributie
=
⋅
⋅⋅=
2941,43418,0
mm
N
rb
EFtσ (4.74)
în care: ( ) ][944,18max Nl
lFFFF
t
sgjrt =⋅++=
][18
][110
][52
][46
][2,13
][5,16
][6,15
101,2
1
max
2
5
mmb
mml
mml
mml
NF
NF
NF
mm
NE
t
s
g
j
r
=
=
=
=
=
=
=
⋅=
]/[1200...600 2mmNadm =σ
Săgeata de încovoiere
( )( )
][073,01
8,64
21
21 mm
dlE
llFf t =
⋅⋅
+⋅⋅⋅= (4.75)
în care: ][5,116 mml = ][5,22 mmd =
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 99
Cap. 5. Calculul instalaţiei de răcire
Instalaţiile de răcire au rolul de a evacua spre exterior o anumită cantitate de căldură
dezvoltată prin arderea amestecului carburant în scopul asigurării unui regim termic normal de
funcţionare a motorului.
5.1 Calculul cantităţii de căldură evacuată prin sistem
Fluxul de căldură evacuat prin instalaţia de răcire se determină din bilanţul energetic al
motorului:
[kJ/K]QQQQQ rezevred +++= (5.1)
în care: Qd – căldura disipată obţinută prin arderea combustibilului;
Qe – căldura transformată în lucru mecanic efectiv;
Qr – căldura disipată în instalaţia de răcire;
Qev – căldura pierdută prin gazele de evacuare;
Qrez – termenul rezidual al bilanţului energetic.
Înmulţind relaţia (5.1) cu consumul orar de combustibil şi împărţind la Qd se obţine
bilanţul energetic exprimat în fracţiuni de căldură:
rezevre1 ffff +++= (5.2)
în care: fr =(23…28)[%] – fracţiunea de căldură preluată de instalaţia de răcire.
cirdrrr PCCf ⋅⋅=⋅⋅=⋅=⇒=••
•
•
fQfQfQQ
Qdr
d
r
adică: [kJ/K]10PcP 3eecir
−•
⋅⋅⋅⋅= fQr (5.3)
în care: ]/[43500 kgkJPci = - puterea calorică inferioară benzinei;
]/[264 kWhgce = - consum specific efectiv corespunzător puterii maxime;
][55 kWPe = - puterea efectivă a motorului.
[kJ/kWh]10cPP r
3ecir ⋅=⋅⋅⋅= −
•
qfQ r (5.4)
în care: qr = (2400…3300) [kJ/kWh] - criteriu de încărcare specific al sistemului de răcire.
Se adoptă: qr = 2400 [kJ/kWh] şi obţinem:
.
3err [kJ/h]10324PQ ⋅=⋅= q (5.5)
Adică:
fr = 26,8 [%].
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 100
5.2 Calculul radiatorului
Constă în determinarea suprafeţei sale de răcire necesară pentru evacuarea căldurii Qr.
În fig. 5.1 se prezintă variaţia temperaturii aerului şi a apei la intrarea respectiv ieşirea din
radiator.
Fig. 5.1 Variaţia temperaturii aerului şi lichidului la intrarea şi ieşirea din radiator
Pe figură avem temperaturile:
tia, tea - temperature aerului la intrare respectiv la ieşire;
til, tel - temperatura lichidului de răcire la intrare respective la ieşire din radiator.
Acestea trebuie să se încadreze în intervalele, [6]:
tia = (40…45)[0C]
tea = tia + (10…12) [0C]
til = (85…115) [0C]
tel = til – (4…7) [0C]
Se adoptă: tia = 40 [0C]
tea = 52 [0C]
til = 98 [0C]
tel = 92 [0C]
Temperatura medie a aerului
C]46[)t(t2
1t 0
eaiama =+= (5.6)
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 101
Temperatura medie a lichidului de răcire
C]95[)t(t2
1t 0
elilml =+= (5.7)
Diferenţa medie de temperatură între lichid şi aer
C]49[tt∆t 0mamlm =−= (5.8)
Radiatorul trebuie să preia fluxul de căldură rQ•
conform următoarei legi:
maerrad
.
r ∆tAkQ ⋅⋅= , de unde suprafaţa de schimb de caldură în contact cu aerul
este:
][m27.53∆tk
QA 2
mrad
.
raer =
⋅= (5.9)
în care: ]/[250
C
1
A
A
λ
δ
A
A
C
11
k 2
aerl
aer
l
aer
l
rad KhmkJ ⋅⋅=
+⋅+⋅
= (5.10)
în care: hK][kj/m1028C 23l ⋅= - coeficient de convecţie pentru lichid;
hK]450[kj/mC 2aer = - coeficient de convecţie pentru aer;
0,2[mm]δ = -grosimea peretelui ţevii radiatorului;
]730[kj/mhKλAl = - coeficient de conductibilitate al ţevii din Al;
8ner =ϕ - coeficient de nervurare.
Debitul de lichid ce trece prin radiator pentru a prelua căldură
/h][m3.31∆tCρ
QV 3
lpll
.
r.
l =⋅⋅
= (5.11)
în care: ]1.6[kg/mρ 3l = - densitatea apei;
gK]4,185[kj/kCpl = - căldura specifică la presiune constantă pentru apă;
C]7[∆t 0l = .
Viteza de curgere a lichidului prin radiator trebuie să se încadreze în limitele:
)[m/s](0,4...0,8w l =
Se adoptă: 0,7[m/s]w l =
Numărul de tuburi ale radiatorului
14.371WA
Vi
lt
.
lt =
⋅= (5.12)
în care: ][m0385.04
πdA 2
2
t == - secţiunea de curgere oferită de tub.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 102
Se adoptă: it = 140 - numărul de tuburi.
Suprafaţa de răcire în contact cu aerul
]2,26[mhPiA 2raderttl =⋅⋅= (5.13)
în care: [m]1018,85πdP 3ert
−⋅== - perimetrul interior al tubului;
[m]45.0h rad = - înălţimea radiatorului.
Capacitatea sistemului de răcire se determină din condiţia ca numărul de treceri ale
lichidului prin circuit să fie:
zt = 12 [treceri/min]
[l]5.81z
VV
t
.
ll ==
Criteriul de apreciere a perfecţiunii construcţiei radiatorului: ”coeficientul de
compactitate”
]/m[m8,1284lA
A 32
radf
aercom =
⋅=ϕ (5.14)
în care: ]0,34[mA 2f = - aria frontală a radiatorului;
0,045[m]l rad = - adâncimea radiatorului.
Acest coeficient trebuie să se încadreze în limitele:
]/m0)[m(900...130 32com =ϕ .
Se adoptă constructia cu tuburi cilindrice amplasate pe orizontală, care prezintă următoarele
avantaje:
� se reduce numarul de tuburi;
� compactitate dimensională;
� reducere numarul de lipituri.
5.3 Calculul pompei de de lichid
Pompa de lichid trebuie să realizeze o cădere de presiune pp∆ suficientă pentru a învinge
rezistenţele hidraulice şi în acelaşi timp să se evite fenomenul de cavitaţie, [6].
O]mH(1,4...4)[pp∆p 2cavcav =−= (5.15)
Se adoptă o pompă de lichid centrifugă cu palete curbe.
Forţa centrifugală a lichidului de la deplasarea pe direcţie radială, notând m1 masa
lichidului ce evoluează în pompă, este:
[N]ωmF 2p1c = (5.16)
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 103
Lucrul mecanic elementar la deplasarea elementara dr:
p2
1p* rωmdL = [J] (5.17)
Lucrul mecanic efectuat de pompă pentru a deplasa lichidul între r1 şi r2:
)u(u2
mdLL 2
122
1r
r
*p
*p
2
1
−== ∫ (5.18)
Semnificaţiile mărimilor se găsesc în fig. 5.2 şi în cele ce urmează:
Se adoptă: [mm]5,5r =
[mm]12r0 =
[mm]5,15r1 =
[mm]31r2 =
Fig. 5.2 Schema de calcul a pompei de lichid
2[m/s]c1 = - viteza lichidului la intrarea în pompă
02 10α =
02 54β =
01 05β =
01 10α =
0,7ηh = - randament hidraulic (include toate pierderile);
0,85ηp = - coeficient de scăpări ce ţine seama de pierderile prin interstiţii.
Debitul teoretic al pompei
/h][m49.9)crπ(rV 31
20
21
.
op =−= (5.19)
Debitul real al pompei
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 104
/h][m07.8VηV 3.
opp
.
p == (5.20)
Viteza periferică u2 la ieşirea din rotor
[m/s]55.5130
rπnωru 2p
p22 === (5.21)
Cădera teoretică de presiune
][N/m101,304ctgβtgα1
ρu∆P 25
22
22
op ⋅=+
= (5.22)
Căderea reală de presiune
][N/m100,913∆Pη∆P 25ophp ⋅=⋅= (5.23)
Sarcina hidraulică teoretică
13,3[m]ρg
∆p∆h op
op == (5.24)
Sarcina hidraulică reală
9,3[m]ρg
∆p∆h p == (5.25)
Viteza periferică u1 la intrarea în rotor
2,5[m/s]ctgβ
cu 1
1
11 === (5.26)
Lucrul mecanic specific (pentru 1 kg de lichid)
75,82[J])u(u2
1L 2
122p =−= (5.27)
Puterea absorbită de pompă
)0,0059PP0,292[kw](2h
1∆PV10P nppp
3p ==⋅⋅=
•− (5.28)
Viteza c2u (fig. 5.2)
[m/s]010.81ctgβtgα1
uc
22
22u =
+= (5.29)
Vitezele relative la intrare respectiv ieşire din rotor
[m/s]611.2sinβ
sinαcw
1
111 ==
[m/s]62.61sinβ
sinαcw
2
222 == (5.30)
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 105
Lăţimile paletelor
5[mm]
sinβwsinβ
δzπD
Vb
222
2
.
op2 =
−
= - la ieşirea din rotor;
[mm]11
sinβwsinβ
δzπD
Vb
111
1
.
op1 =
−
= - la ieşirea din rotor.
Se adoptă: 3[mm]δ = - grosimea paletei;
z = 6 - numărul de palete.
5.4 Calculul ventilatorului
La alegerea ventilatorului trebuie să se ţină sema de faptul că debitul de aer aspirat este
proporţional cu turaţia, iar puterea necesară antrenării ventilatorului este proporţională cu puterea
a treia a turaţie sale, [6].
La calculul ventilatorului se porneşte de le debitul de aer necesar răcirii:
/h][m59.2wAkkV 3aerf21a ==
•
(5.31)
în care: k1=1,15 - coeficient prin care se compensează scăpările şi pierderile de
presiune pe traiectul de la intrare la ieşire în ventilator.
1,038t273
t273
iγ
iγk
ia
ea
va
ra2 =
+
+== - coeficient ce ia în considerare faptul că aerul se
încălzeşte la trecerea prin radiator.
Căderea de presiune a aerului
][N/m453∆p∆p∆p 2amara =+= (5.32)
în care: ]326[N/m∆p 2am = - căderea de presiune în montajele anexe;
][N/m302∆p 2ar = - căderea de presiune în radiator.
Sarcina hidraulică a ventilatorului
[m]08.13iγ
∆ph
va
av == (5.33)
în care: ]/[1,1γ 2aiv mN= - greutatea specifică aerului la intrare în ventilator.
Din monograma [6] se alege:
Diametrul ventilatorului: D = 350 [mm]
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 106
Turaţia de antrenare: n = 6000 [rot/min]
Viteza periferică a ventilatorului: uao=88 [ m/s]
Fig. 5.3 Determinarea parametrilor ventilatorului
Din figura 5.3 si tabelul 5.1 se determină: � randamentul ventilatorului: 0,3η v = ;
� unghiul de înclinare al paletelor: 0s 24β = , pentru 5∆βs = ;
� numărul de palete a ventilatorului: z=6.
Tabelul 5.1
Nr. de palete z 6 4 3
Unghiul de asezare sβ 19° 16,5° 14,5°
Turatia n 0n 1,16 0n 1,35 0n
Puterea necesară antrenării ventilatorului
[kw]98.2η
∆pVP
v
.
aav =
⋅= (5.34)
Din puterea efectivă dată de motor aceasta reprezintă aproximativ 5%.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 107
Cap. 6 Procese tehnologice tip de prelucrare mecanică
6.1 Conditii functionale, materiale si semifabricate
6.1.1 Conditii functionale si tehnice
În ansamblul motor, supapa de admisie are rolul de a umple camera de ardere cu aer
respectiv cu amestec carburant. În timpul functionarii supapa de admisie este supusa la
compresiune (capatul tijei respectiv tija) la temperaturi relativ înalte, oxidari si coroziuni.
În acest scop la executia supapelor se impun conditii riguroase privind pozitia relativa a
talerului si a cozii supapei în raport cu tija, precum si asupra rectiliniaritatii tijei. Trecerea de la
tija la taler trebuie sa fie continua.
Supapa cu forma concava a talerului este caracteristica pentru admisie la motoarele
rapide, de putere mare, deoarece asigura o forma buna pentru curgerea gazelor, masa mica si
rigiditate suficienta.
Supapa cu taler bombat este utilizata pentru admisie deoarece este mai rigida.
Pentru a asigura conditii optime procesului umplerii, supapa de admisie se face cu
diametru maxim posibil. Dupa datele experimentale aceasta ajunge la 42-50% din alezajul
cilindrului si la 1,15 ori diametrul canalului. Supapele de admisie au 82-88% din diametrul
supapelor de admisie.
8.1.2 Materiale.
Datorita conditiilor de lucru, pentru supapa de admisie se utilizeaza oteluri speciale,
termorezistente si anticorozive, fata de care se impun o serie de cerinte:
- Rezistenta la solicitari dinamice.
- Rezistenta la temperaturi ridicate pentru a nu se rupe în functionare.
- Rezistenta sub sarcina prelungita pentru a nu se deforma în functionare.
- Mentinerea duritatii la temperatura de regim.
- Rezistenta la coroziune în diferite medii.
Materialele cele mai populare pentru supape de admnisie , sunt din oţel inoxidabil
austenitic, aliaje, cum ar fi de 21 de 2N şi 21-4N. Forme de oţel austenitic atunci când este
încălzită peste o anumită temperatură, care variază în funcţie de aliaj. Pentru oţeluri multe,
austenitizing variază de la temperatura de 1600-1675 °F, care este de aproximativ temperatura
unde oţel la cald merge de la roşu la aproape alb). Cromul este adăugat pentru a creste rezistenta
la coroziune.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 108
6.1.3 Tratament termic
Se aplica un tratament de îmbunatatire:
- Calire la 830º cu racire în ulei.
- Revenire la 600º cu racire în aer.
Pentru capatul tijei calire C.I.F. cu o duritate min. 50 HRC pe adâncime de 1,2-2 mm.
În vederea îmbunatatirii calitatii de alunecare a supapelor si pentru evitarea tendintei spre
gripare, tija supapei se cromeaza.
Grosimea stratului de cromare este de 0,004-0,006 mm fara o corectare ulterioara
(respectiv rectificare) a tijei supapei.
6.1.4. Semifabricate pentru supape
Metoda de realizare a semifabricatului trebuie sa tina seama de asigurarea unei înalte
stabilitati dimensionale si unei rezistente la oboseala ridicate, la un cost minim. Pentru
satisfacerea acestor cerinte, semifabricatele se obtin prin deformare plastica, electrorefulare,
urmata de matritarea de precizie si extrudare.
6.2 Stabilirea succesiunii operatiilor si fixarea bazelor de asezare
Forma constructiva, precum si caracterul productiei de serie sau de masa, face posibila
automatizarea procesului de prelucrare mecanica. Tehnologiile moderne prevad obtinerea unor
semifabricate foarte precise, cu adaosuri mici , astfel ca uzinarea sa se poata face numai prin
rectificare.
Conditia principala ce trebuie îndeplinita la prelucrarea supapei este realizarea unei
concentricitati cât mai perfecte a conului de asezare al corpului supapei cu portiunea de ghidare a
tijei.
În cazul general supapele se prelucreaza prin strunjire si rectificare. Când se obtin
semifabricate precise, prelucrarea supapelor se face numai prin rectificare. Etapele principale de
prelucrare mecanica depind de procesul tehnologic adoptat.
Deoarece semifabricatul este foarte precis, numarul de operatii este mult mai mic, ceea ce
constituie principalul avantaj al acestei tehnologii. Operatiile de prelucrare se executa pe masini
de rectificat plan, masini de rectificat fara centre sau masini speciale.
Rectificarea tijei supapelor se executa pe masini de rectificat fara centre.
Metoda aplicata pentru rectificarea tijei supapei pe R.F.C. este rectificarea cu avans
transversal pentru piese scurte cu reborduri.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 109
Latimea discurilor abrazive este mai mare decât lungimea portiunii de rectificat, pentru a
se putea rectifica dintr-o singura trecere toata lungimea.
Avansul transversal este continuu.
Piesele se introduc prin partea de sus si se aseaza pe rigla de reazem fiind împinse pâna la
opritor, care determina lungimea.
6.3 Succesiunea opetatilor
Nr.
Crt. Denumirea operatiei Utilaje
1 Rectificarea de degrosare a
suprafetei frontale a tijei.
Masina de rectificat universala R.U. 350
2 Rectificarea de degrosare a tijei
supapei.
Masina de rectificat fara centre R.F.C. 200
3 Rectificarea suprafetei cilindrice a
capului supapei.
Masina de rectificat exterior R.E. 350
4 Rectificarea capului supapei. Masina de rectificat plan rotativ R.P.R. 1000
5 Rectificarea canalului de siguranta. Masina de rectificat exterior R.E. 100
6 Rectificarea de finisare a tijei. Masina de rectificat fara centre R.F.C. 200
7 Calire C.I.F. a capului supapei. Instalatie C.I.F.
8 Rectificare de finisare a capului
supapei.
Masina de rectificat universala R.U. 350
9 Rectificarea suprafetelor conice. Masina de rectificat exterior R.E. 350
10 Spalare Masina de spalat M.S.V. 1
11 Controlul B.L.C.T.C.
12 Cromare Instalatii
13 Conservare, ambalare B.L.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 110
Cap. 7 Studiu privind sistemele de distributie variabila
7.1 Generalităţi privind schimbul de gaze la motoarele în patru timpi
Parametrul folosit în evaluarea perfecţiunii procesului schimbului de gaze la un motor în
patru timpi aspirat, este „randamentul umplerii” (sau „randamentul volumetric”), definit ca
raport între masă de aer reţinută în cilindri şi masa teoretică ce ar putea fi introdusă în volumul
egal cu cilindreea unitară, în condiţii ambientale normale:
iar valorile uzuale pentru m.a.s. aspirat sunt 0,8...0,9.
Randamentul umplerii este influenţat şi de calităţile sistemului de evacuare a gazelor
arse din motor. Curentul de gaze aspirate şi evacuate are caracter pulsatoriu, dar în cele mai
multe analize, o mare parte din aspectele legate de studiul dinamic al acestora se studiază pe
baze cvasi-constante.
Căderea de presiune pe traseul de admisie depinde de turaţia motorului, de rezistentele
gazodinamice ale elementelor sistemului, de secţiunea transversala de a lungul traseului pe care
curge încărcătura proaspătă şi de densitatea acestei încărcături. Practica obişnuită de explicare
a procesului schimbului de gaze este combinarea diagramei indicate cu diagrama de variaţie a
cursei supapei în funcţie de unghiul de rotaţie a manivelei arborelui cotit.
7.2 Rolul si funcțiile mecanismului de distribuție al gazelor
Sistemul de distribuţie reprezintă ansamblul organelor motorului care asigură umplerea
periodică a cilindrilor cu ameste carburant sau aer şi evacuarea gazelor de ardere din cilindrii
motorului, într-o anumită ordine de lucru.
Sistemul de distribuţie este alcătuit din trei părţi:
• mecanismul care comandă deschiderea şi închiderea periodică a orificiilor de admisiune
şi evacuare ale cilindrilor;
• colectorul de gaze care distribuie şi transportă gazele proaspete între cilindrii motorului şi
colectează gazele de ardere din cilindrii, transportându-le în atmosferă;
• amortizorul de zgomot.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 111
După procedeul de comandă se deosebesc mecanisme de distribuție prin supape și
mecanisme de distribuție prin sertare. Mecanismele de distribuție prin supape au cea mai mare
aplicabilitate datorită simplităţii lor și a siguranței în exploatare.
Sistemele de distribuţie clasice asigură umplerea optimă a cilindrilor numai în anumite
regimuri de funcţionare, datorită reglării în prealabil a mecanismului de distribuție și a formei
invariabile a camelor de pe axul cu came. Dacă motorul funcţionează în afara acestor regimuri,
scade coeficientul de umplere și efectul de baleaj, ceea ce duce la scăderea randamentului
motorului din punct de vedere a performanțelor dinamice cât și a arderilor influențând implicit și
cantitatea de poluanți.
Fig. 7.1 Mecanismul de distribuție al gazelor
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 112
7.3 Construcția sistemului de distribuție
Motoarele în patru timpi au sisteme de distribuție cu supape. Există și sisteme de
distribuție cu lumini/fante (motoarele în doi timpi) sau cu sertare (automobile de curse) sau
combinate, lumini și supape (motoarele în doi timpi).
Fig. 7.2 Componentele sistemului de distribuție (OHC) pentru un motor cu 4 cilindrii și 12
supape.
Sursa: Wikimedia Commons
1. roată dințată de antrenare a arborelui cu came (distribuție pe curea)
2. chiulasă
3. canale de legătură cu galeria de evacuare
4. supapă de evacuare
5. culbutor supapă de evacuare
6. axul culbutorilor (evacuare)
7. axul culbutorilor (admisie)
8. supapă de admisie
9. culbutor supapă de admiei
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 113
Roata dințată de antrenare (1) este conectată prin intermediul unei curele de distribuție de
arborele cotit. Poziția arborelui cotit trebuie sincronizată cu poziția arborelui cu came pentru că
deschiderea și închiderea supapelor (4 și 8) se face în funcție de poziția pistoanelor în cilindru.
Pentru sistemul prezentat, acționarea supapelor se face prin intermediul culbutorilor (5 și 9).
Tipuri de sisteme de distribuție
În funcție de poziția și numărul arborilor cu came sitemele de distribuție pot fi:
• OHV (OverHead Valves)
• OHC (OverHead Camshaft)
• DOHC (Double OverHead Camshaft)
Sistemul de distribuție OHV
Acest tip de sistem de distribuție are arborele cu came în blocul motor. Antrenarea
arborelui se face de obicei cu lanț metalic. În plus, față de sistemele de distribuție cu arborele cu
came în chiulasă, distribuția OVH conține și tije împingătoare.
Fig. 7.3 Sistem de distribuție cu arborele cu came în blocul motor (OHV)
Sursa: Wikimedia Commons
1. arbore cu came
2. tacheți
3. tije împingătoare
4. culbutori
5. arcul supapei
6. supapă
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 114
Arborele cu came (1) este antrenat de arborele cotit al motorului și acționează asupra
tacheților (2). Prin intermediul tijelor împingătoare (3) profilul camelor împing culbutorii (4)
care deschid supapele (6). Supapele sunt ținute pe sediu de arcurile elicoidale (5).
Sistemul de distribuție OHC
Majoritatea motoarelor care echipează automobilele moderne sunt cu distribuție cu
arborele cu came în chiulasă. În cazul în care fiecare cilindru are două supape de admisie și două
de evacuare sistemul de distribuție va avea doi arbori cu came (DOHC).
Fig. 7.4 Sistem de distribuție cu arborele cu came în chiulasă (DOHC)
Sursa: Wikimedia Commons
1. camă (arborele cu came)
2. tachet
3. arcul supapei
4. tija supapei
5. galerie de evacuare
6. talerul supapei
7. cilindru/camera de ardere
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 115
Sistemele de distribuție OHC, comparativ cu cele OHV, nu au tije împingătoare.
Acționarea supapelor se face direct de către arborele cu came prin intermediul tacheților și
culbutorilor. În cazul în care sistemul de distribuție are 4 supape pe cilindru în chiulasă sunt doi
arbori cu came care acționează direct asupra tacheților (DOHC).
Fig. 7.5 Vedere supape din camera de ardere
a motorului 7.0L V8 Chevrolet Corvette Z06
Sursa: GM
Fig. 7.6 Vedere supape din camera de ardere a
motorului Ecotec 2.0L I4 VVT DI
Sursa: GM
Avantajul sistemelor de distribuție cu arborele cu came în chiulasă (OHC, DOHC) este
numărul de piese mai mici. Lipsa tijelor împingătoare și a culbutorilor cresc durabilitatea
sistemului, scad vibrațiile și permit fucționarea la turații mai mari.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 116
Supapele Supapa este alcătuită din două parți, talerul supapei, care obturează canalul din chiulasă
și tija supapeicare primește mișcarea, ghidează supape în timpul mișcării și evacuează o parte
din căldura transferată supapei.
Fig. 7.7 Supape – admisie și evacuare
Sursa: Mahle
Supapele se deschid în interiorul cilindrului pentru a beneficia de forța de apăsare a
gazelor cât timp sunt închise (etanșare mai bună). Supapele de admisie, comparativ cu cele de
evacuare, au diametrul talerului mai mare deoarece orificiul de admisie este mai mare. Acest
lucru favorizează umplerea mai bună a cilindrului cu gaze proaspete în timpul admisie. Pentru a
rezista la solicitări mecanice și termice intense supapele sunt confecționate din oțel înalt aliat.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 117
Arborii cu came Arborii cu came sunt antrenați de arborele cotit al motorului prin intermediul unei curele
dințate (distribuție pe curea) sau a unui lanț metalic (distribuție pe lanț). Arborii sunt executați
din oțel ușor aliat sau fontă aliată. Cantactul dintre came și tacheți este întodeauna lubrifiat cu
ulei motor.
Fig. 7.8 Arbori cu came (ai unui banc de 5 cilindrii) – motor BMW V10
Sursa: BMW
Deoarece fiecare supapă se deschide o singură dată pe un ciclu motor complet (două
rotații ale arborelui cotit), turația arborelui cu came este jumătatea din cea a arborelui cotit.
Forma camelor determină durata și înălțimea de deschidere a supapelor. Sistemul de
distribuție la care înălțimea de deschidere și durata de deschidere a supapelor sunt fixe,
invariabile se numește distribuție fixă. Un sistem de distribuție la care se poate varia durata sau
înălțimea de deschidere a supapelor se numește distribuție variabilă.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 118
Tacheții Tachetul este piesa care este acționată direct de către arborele cu came. Pentru a reduce
zgomotul în funcționare și pentru a compensa jocul termic se utilizează tacheții hidraulici. Jocul
termic reprezintă distanța dintre piesel în mișcare ale sistemului de distribuție (tija împingătoare
– culbutor pentru OHV sau camă-tachet pentru OHC), joc care variază în funcție de temperatura
pieselor. Jocul termic crește odată cu uzura pieselor și are impact negativ asupra zgomotului și
fiabilității sistemului de distribuție.
Fig. 7.9 Tachet hidraulic
Sursa: INA Schaeffler
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 119
7.4 Căi de perfecţionare a motoarelor acţionând la nivelul mecanismului
de distribuţie
Distribuţia variabilă este una dintre căile cele mai accesibile de satisfacere a unor
astfel de cerinţe din ce în ce mai drastice referitoare la consumul de combustibil, dar mai ales
la emisiile poluante. Avantajele cele mai importante se referă la controlul direct al umplerii
cilindrilor prin varierea fazelor supapelor, reducerea pierderilor de pompaj prin eliminarea
obturatorului, controlul calităţii prin varierea vitezei de curgere turbulentă
7.4.1 Optimizari
Căutările din aria distribuţiilor variabile trebuie privite prin prisma satisfacerii celor
mai bune compromisuri intre calităţile pe care le pot conferi motorului, în special şi
automobilului, în general. Se cunoaşte faptul că utilizarea amestecurilor sărace (care atrag
economicitate) generează cantităţi mari de emisii de oxizi de azot. Figura 7.10 este
reprezentativă pentru evidenţierea punctelor de funcţionare a unui motor pe un automobil în
diferite condiţii de drum (care pretind diferite niveluri constante de putere) pentru care se
trasează curba ideală de economicitate (realizabilă numai cu turaţii foarte reduse, dar cu
momente motoare de valori foarte ridicate, extrem de dificil de obţinut cu transmisiile actuale),
curba ideală de emisii de oxizi de azot , între care se situează curba ideală de emisii de
hidrocarburi nearse.
Randamentul efectiv al m.a.s.-ului se reduce pe măsura reducerii sarcinii, iar în cazul
autoturismelor exploatate preponderant în trafic urban, predomină zona regimurilor funcţionale
caracterizate de sarcini mici (moment motor redus, comparativ cu momentul maxim
realizabil la funcţionarea cu sarcină plină) şi într-o gamă de turaţii mai reduse decât turaţia de
moment maxim (Fig 7.11).
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 120
Fig. 7.10 Curbele ideale pentru satisfacerea economicităţii, emisiei reduse de HC şi de NOx ale
unui m.a.s. de autoturism
Fig. 7.11 Curbe de izorandamente şi zona regimurilor celor mai frecvente din
funcţionarea unui m.a.s. de autoturism
7.4.2 Reducera pierderilor prin pompaj
Randamentul efectiv al m.a.s.-ului se deteriorează puternic la scăderea pronunţată a
sarcinii, îndeosebi datorită micşorării gradului real de comprimare a încărcăturii. La scăderea
presiunii corespunzătoare sfârşitului cursei de comprimare se micşorează şi presiunea
maximă în cilindru(concomitent cu diminuarea „ariei utile” a diagramei indicate), în timp ce
aria „diagramei de pompaj” se măreşte. Reducerea ariei diagramei de pompaj se realizează pe
două căi:
- fie prin închiderea cu anticipaţie a supapei de admisie, înainte ca pistonul să-şi încheie
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 121
cursa de admisie, în poziţii care să corespundă reţinerii în cilindru a unei cantităţi de aer
(amestec) necesar obţinerii nivelului de putere comandat (procedeu simbolizat cu IASA, fig.
7.12);
Fig. 7.12 Principiul parţializării sarcinii prin Fig. 7.13 Principiul parţializării
sarcinii prin metoda IASA metoda IISA
- fie prin închiderea cu întârziere a supapei de admisie (IISA), astfel că în cilindru se admite o
cantitate de aer (amestec) corespunzătoare sarcinii totale, iar prin păstrarea deschisa a
supapei de admisie şi pe o parte a cursei de comprimare, în tubulatura de admisie va fi
contrarefulată o cantitate cu atât mai mare de încărcătură, cu cât supapa va fi închisă mai
târziu (fig. 7.13)
Avantajele teoretice introduse de procedeul IASA sunt estompate de faptul că
modificările fazelor de distribuţie la sarcinile reduse alterează stabilitatea arderii (dacă
„parţializarea sarcinii prin supape” nu e însoţită de corelaţii cu redimensionarea canalizaţiilor de
admisie, a modului de furnizare a combustibilului, a procedeelor de control al arderii).
7.4.3 Controlul cantitatii gazelor recirculate
În cazul motoarelor care folosesc câte un arbore de distribuţie pentru camele de
admisie şi altul pentru camele de evacuare, există patru posibilităţi de modificare a fazelor de
distribuţie:
- numai prin modificarea calării arborelui de admisie (numai admisie)
- numai prin modificarea calării arborelui de evacuare (numai evacuare);
- prin modificarea calării egale a ambilor arbori (dual egal);
- prin modificarea calării independente a fiecărui arbore (dual independent).
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 122
Folosirea ultimei metode introduce avantajul variaţiei continue a cantităţii de gaze
reziduale reţinute în cilindru (EGR variabil), din care derivă posibilitatea modificării
proceselor de admisie, ardere şi evacuare. Un volum mai mare de gaze arse recirculate
reduce temperatura degajată prin ardere, deci contribuie la reducerea emisiei oxizilor de azot.
Această reţinere a gazelor arse se face „pe cale internă”, o „încrucişare”mai mare a supapelor
contând ca metodă de reaspirare a gazelor arse în cilindru, pe cursa de admisie, astfel că,
implicit, scade şi emisia HC. Alte avantaje ale variabilităţii permise de distribuţiile adaptive
constau în reducerea puterii consumate prin pompaj, intr-o corecţie favorabila a curbei
momentului motor, de unde avantaje în privinţa maniabilităţii automobilului.
7.4.4 Posibilitatea sporirii caracteristicilor de adaptabilitate si elasticitate
Curba de variaţie a momentului motor prezintă un maxim la o turaţie a cărei valoare este
circa 1/2 din valoarea turaţiei maxime. Căderea pronunţată a momentului în zona turatilor mici
este dată de omogenitatea redusă a amestecului, viteza incărcăturii fiind mică. Supapa de admisie
ar necesita inchidere chiar la PME, pentru a se retine în cilindru aer mai mult, sporind astfel
gradul real de comprimareşi implicit, randamentul efectiv. La turatii meri, supapa trebuie sa se
inchida cu mare intarziere dupa PME, pentru a beneficia de efectul inertiei curgerii. Fig. 7.14
arată efectul distributiei adaptive în aplatisarea curbei de moment pe o zona extinsa de variatie a
turatiei.
Fig. 7.14 Comparaţie între curbele de moment de vârf pentru diferite regimuri de funcţionare
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 123
7.5 Sistemul de distributie variabila
Sistemele de distribuţie clasice asigură umplerea optimă a cilindrilor numai în anumite
regimuri de funcţionare. Dacă motorul funcţionează în afara acestor regimuri, scade coeficientul
de umplere, ceea ce duce la scăderea randamentului şi în consecinţă şi la scăderea puterii
motorului.
Petru a asigura o umplere optimă la toate regimurile, trebuiesc modificaţi parametrii
schimbului de gaze (momentul deschiderii şi închiderii supapelor, unghiul-secţiune, etc.). Acest
lucru este asigurat de sistemele de distribuţie variabilă. Aceste sisteme diferă între ele prin
parametrul care se modifică (înălţimea de ridicare a supapei, durata ridicării supapei, momentele
de deschidere şi de închidere a supapelor, etc.), prin modul de acţionare (cu două poziţii de
funcţionare, cu modificarea continuă a parametrilor), etc.
Din multitudinea soluţiilor de sisteme de distribuţie variabilă în continuare se vor
prezenta mai multe realizări pe plan naţional şi internaţional.
Pentru motorul cu aprindere prin scânteie fazele de distribuţie fixe reprezintă un compromis care
nu permite valorificarea potenţialului complet la oricare regim de funcţionare. Cu ajutorul
distribuţiei complet variabile există posibilitatea unei zone optime de funcţionare.
Principalele avantaje ale distribuţiei variabile sunt:
� Posibilitatea funcţionării fără obturarea admisiei, ceea ce conduce la îmbunătăţirea
semnificativă a economicităţii la sarcini parţiale.
� Recircularea internă a gazelor de evacuare, care poate fi reglată în concordanţă cu
cerinţele şi condiţiile limită de funcţionare.
� Permite adaptarea cantităţii de amestec din cilindrii la cerinţele de sarcină comandate de
către conducătorul auto.
� Permite controlul cantităţii gazelor reziduale astfel încât turaţia regimului de ralanti să
poată fi redusă semnificativ şi cu aceasta şi consumul de combustibil.
� Permite funcţionarea motorului la o presiune constantă în sistemul de admisie, ceea ce
conduce la comportarea excelentă în regimurile dinamice şi emisii reduse în regimurile
tranzitorii.
� Dezactivarea uşoară a supapelor, ceea ce permite suspendarea cilindrilor la sarcinile
parţiale de funcţionare.
� Optimizând traseul de admisie mişcarea aerului poate fi controlată prin fazele de
deschidere ale supapelor.
� Emisiile în timpul pornirii la rece şi pe durata încălzirii motorului pot fi reduse prin
adaptarea corespunzătoare a fazelor de distribuţie.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 124
� Procedura de pornire a motorului poate fi îmbunătăţită prin activarea consecutivă a
cilindrilor.
Se poate spune că distribuţia este variabilă atunci când durata de deschidere şi înălţimea
de ridicare a supapelor sunt variabile şi de asemenea, momentele de deschidere şi de închidere
ale acestora nu sunt fixe. În literatura de specialitate acestea sunt cunoscute sub sub numele de
VVA (Variable Valve Actuation System) sau VVT (Variable Valve Timing System).
Unele sisteme de distribuţie mai puţin sofisticate asigură doar varierea momentelor de
deschidere şi închidere ale supapelor, fără să modifice duratele fazelor. Altele, mult mai
sofisticate, sunt capabile să varieze mai mulţi parametri, cum ar fi: începutul şi sfârşitul fazelor,
înălţimea maximă de ridicare, duratele de deschidere sau combinaţii ale acestora (fig. 7.15).
Fig. 7.15 Caracteristicile fazelor variabile de distribuţie.
Influenţa distribuţiei variabile se exercită asupra randamentului, emisiilor poluante,
cuplului şi puterii efective ale motorului. Consecinţele cele mai importante se referă la controlul
direct al umplerii cilindrilor prin varierea fazelor supapelor, reducerea pierderilor de pompaj prin
eliminarea obturatorului, controlul calităţii amestecului prin varierea vitezei de curgere şi a
turbulenţei. Toate la un loc îmbunătăţesc procesul de ardere. În cazul fazelor fixe de distribuţie
există un compromis globalreferitor la optimizarea regimurilor de funcţionare ale motorului. Un
exemplu tipic se referă la cel de a alege între regimurile de cuplu maxim, putere maximă şi cel de
mers la ralanti (fig. 7.16).
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 125
Fig. 7.16 Caracteristicile optime ale legii de ridicare a supapelor.
În cazul distribuţiei variabile se poate realiza o optimizare locală a fiecărui regim de
funcţionare separat şi cu aceasta să se găsească un optim global mai bun al tuturor regimurilor de
funcţionare reprezentative.
Avantajele sistemului de variere continuă a fazelor de distribuţiepot fi sintetizate după
cum urmează:
� pierderi de pompaj mai mici;
� optimizarea recirculării interne a gazelor de evacuare;
� controlul turbulenţei încărcăturii proaspete în cilindru;
� îmbunătăţirea regimurilor de pornire şi de încălzire ale motorului rece;
� optimizarea regimurilor tranzitorii;
� dezactivarea supapelor şi suspendarea cilindrilor;
� reducerea turaţiei de ralanti;
� simplificarea procedurii de pornire a motorului;
� îmbunătăţirea funcţionării motorului în regimurile de frânare.
Cel mai mare avantaj al distribuţiei variabile constă în evitarea pierderilor de pompaj prin
eliminarea obturatorului. La motorul cu comandă convenţională a sarcinii presiunea din cilindru
este redusă cu ajutorul clapetei obturatoare din traseul de admisie. La sarcini reduse şi la ralanti,
presiunea din cilindru este redusă considerabil şi o dată cu aceasta pierderile de obturare se
măresc corespunzător, putând chiar ajunge până la 50 % din performanţa indicată. Pentru
controlul fără obturator al sarcinii se disting două strategii diferite şi anume: închiderea timpurie
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 126
a supapei de admisie (EIC; eng., Early Intake Closing) şi închiderea întârziată a supapei de
admisie (LIC; eng., Late Intake Closing) (fig. 7.17).
Fig. 7.17 Strategiile de admisie EIC şi LIC împreună cu controlul convenţional.
Strategia EIC constă în închiderea supapelor de admisie după ce a fost admisă în cilindru
cantitatea de aer (amestec) necesară pentru un anumit regim de funcţionare. Această strategie
implică durate de deschidere foarte scurte, cel puţin pentru funcţionarea la regimuri de sarcină
redusă. La aceste regimuri, pentru acţionarea supapelor sunt necesare sisteme electromagnetice
capabile să reacţioneze în intervale de timp foarte scurte. Acest lucru devine cu atât mai dificil cu
cât turaţia este mai mare. Ca o alternativă la strategia EIC există strategia LIC. Aceasta înseamnă
că o parte din cantitatea admisă în cilindru va fi împinsă înapoi în admisie de către piston după
ce acesta a trecut de PMI, urmând ca supapa de admisie să se închidă în momentul în care în
cilindru a rămas cantitatea necesară regimului respectiv de funcţionare al motorului. Ambele
trategii de control al sarcinii sunt caracterizate prin pierderi de pompaj semnificativ mai scăzute
decât la motorul cu control convenţional al sarcinii. La turaţii mari şi sarcini reduse controlul
sarcinii prin sistemul preferabil EIC devine inaplicabil, din cauza intervalului de timp foarte
scurt de intervenţie a electromagnetului de acţionare. În această situaţie cantitatea de încărcătură
proaspătă necesară poate fi reglată prin sistemul LIC combinat cu dezactivarea supapelor şi
suspendarea cilindrilor şi chiar printr-o uşoară obturare. Utilizarea distribuţiei variabile este
impusă şi de nevoia reducerii emisiilor poluante. Durata suprapunerii deschiderii simultane a
supapelor de admisie şi evacuare, controlabilă cu distribuţia variabilă, influenţează semnificativ
cantitatea de gaze reziduale care evoluează în ciclul următor şi prin aceasta, influenţează
comportarea din punct de vedere al emisiilor poluante. Cu sistemul EIC durata procesului şi
temperatura gazelor de evacuare la sarcini parţiale sunt micşorate, rezultând emisii mai mari de
HC şi mai mici de NOx.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 127
Fig. 7.18 Viteza de curgere în poarta supapei la diferite turaţii ale motorului.
Distribuţia variabilă influenţează semnificativ performanţele motorului, precum şi
comportarea la ralanti. Viteza aerului în poarta supapei la diferite turaţii de funcţionare a
motorului este evidenţiată în figura 7.18. Masa de aer urmează semnificativ mişcarea pistonului.
De aceea, la turaţii scăzute aerul este împins înapoi în admisie după ce pistonul a depăşit PMI.
Momentul optim al închiderii supapei de admisie ar trebui să fie atunci când pistonul se află la
PMI.
La turaţii mari, aerul continuă să intre în cilindru şi după ce pistonul a trecut de PMI, dacă
supapa rămâne deschisă. Rezultă că închiderea cu întârziere a supapei de admisie favorizează
umplerea inerţională şi cu aceasta, performanţele motorului.
Se observă că momentul deschiderii supapei de admisie influenţează în mai mică măsură
desfăşurarea procesului de admisie, dar are o influenţă favorabilă importantă asupra funcţionării
la ralanti, prin reducerea duratei suprapuneii deschiderii simultane a supapelor şi astfel, a
cantităţii de gaze reziduale care evoluează în ciclul următor.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 128
7.5.1 Clasificarea sistemelor de distribuţie variabilă
În funcţie de modul de acţionare a supapelor se disting sisteme cu acţionare directă
(electrică sau hidraulică) şi indirectă.
Sistemele cu acţionare indirectă a supapelor (cele cu camă) pot fi:
• cu camă variabilă sau profil variabil:
• cu faze variabile;
• cu rotaţie;
• cu camă spaţială;
• cu două came diferite.
• cu tachet variabil:
• mecanic;
• hidraulic.
Comparând între ele diferitele sisteme de distribuţie variabilă existente, în funcţie de
influenţa asupra consumului de combustibil, a emisiilor poluante, a presiunii medii efective şi al
comportării în timpul funcţionării, s-au evidenţiat în mod deosebit, sistemul cu comandă
electromagnetică a supapei şi cel care asigură concomitent înălţime de ridicare şi durate de
deschidere variabile. Dacă se ţine seama şi de eforturile tehnologice şi economice necesare, se
desprinde concluzia ca fiind cel mai avantajos sistemul Vario Cam Plus, care asigură două
variante de reglare a înălţimii maxime de ridicare şi faze cu momente variabile de deschidere,
propus de firma Porsche.
7.5.2 Sisteme cu varierea continuă a fazelor de distribuţie
Cel mai simplu sistem de distribuţie variabilă este cel la care se realizează deplasarea în
avans sau în întârziere a deschiderii supapei de admisie, păstrând nemodificată durata
deschiderii. Acesta este cunoscut sub termenul de VCP (eng., Variable Cam Phasing System).
Este întâlnit la multe modele, printre care se menţionează: Alfa Romeo, Nissan, Mercedes, Ford
etc.
Deschiderea cu întârziere a supapei de admisie se recomandă pentru regimurile de ralanti
şi de putere, iar deschiderea cu avans se recomandă pentru regimul de cuplu ridicat (sarcini mari
şi turaţii joase).
Schema sistemului cu dispozitiv elicoidal este prezentată în figura 7.19:
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 129
Fig. 7.19 Sistemului VCP cu dispozitiv elicoidal.
Pinionul de antrenare este montat pe arborele cu came prin intermediul unui ansamblu
format dintr-o cameră de presiune, fixată pe pinion şi un piston care se poate deplasa axial peste
o canelură în spirală practicată pe arborele cu came. La deplasarea axială a pistonului, arborele
cu came este forţat să se rotească faţă de pinion, înainte sau înapoi, asigurând modificarea fazelor
de distribuţie.Simplitatea este marele merit al acestei soluţii. Totuşi, ea nu permite modificarea
duratei fazelor de distribuţie şi nici a înălţimii maxime de ridicare a supapei. Schema sistemului
cu varierea lungimii ramurilor curelei de antrenare a arborelui cu came, cu un dispozitiv montat
în întinzătorulde curea, este prezentată în figura 7.20.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 130
Fig. 7.20 Sistemul VCP cu dispozitiv de reglare dispus în întinzătorul de curea.
Arborele pe care sunt montate camele de admisie este antrenatprin intermediul arborelui
camelor de evacuare printr-o curea separată. Între ramurile curelei se montează un dispozitiv
care poate modifica lungimile acestora, prin deplasare în sus sau în jos şi cu aceasta obligând
arborele camelor de admisie să se rotească înainte sau înapoi cu un număr de grade, faţă de
arborele camelor de evacuare. Rezultă deschiderea cu avans sau cu întârziere a supapelor de
admisie, în funcţie de cerinţele motorului. Unghiul relative de rotire este de aproximativ 15
[°RAC].
La turaţii scăzute dispozitivul acţionează în sensul întârzierii deschidereii supapei de
admisie micşorând durata de suprapunere a deschiderii simultane a supapelor, rezultând astfel o
reducere cu până la 25 % a emisiei de HC înainte de catalizator. La turaţii peste 1500 rot/min, în
domeniul sarcinilor mijlocii şi mari, sistemul acţionează în sensul măririi duratei suprapunerii
deschiderii simultane a supapelor, determinând o mărire a cantităţii de gaze de ardere care
evoluează în ciclul următor şi conducând la o reducere a concentraţiei de NOx cu până la 40 %.
La turaţii peste 5500 rot/min dispozitivul acţionează în sensul întârzierii închiderii supapei de
admisie pentru a favoriza umplerea inerţională. Rezultă şi o reducere a consumului de
combustibil cu până la 4 % la modelul Porsche 968.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 131
7.5.8 Valvetronic & VANOS – sistemul de distribuție variabilă de la BMW
Începând cu anul 2001, BMW a introdus noul motor pe benzină, în patru cilindri, echipat
cu sistemul de distribuție variabilă Valvetronic. Acest motor (cod N42) a fost primul
cu distribuție variabilă electromecanică, cu variație continuă a înălțimii de ridicare a
supapelor de admisie. Datorită acestui sistem de distribuție motorul N42 avea consumul de
combustibil mai mic cu 15%, comparativ cu motorul de generație mai veche.
Efectele emisiilor poluante asupra organismului uman
Hidrocarburile (HC)
Sunt substanţe poluante prezente în emisiile automobilelor caracterizate de toxicitate
variabilă în funcţie de compoziţia chimică. Principalele hidrocarburi din gazele de evacuare ale
automobilelor sunt benzenul, toluenul şi xilenii.
Benzenul (C6H6)
Fig. 7.30 Moleculă de benzen – vedere 3D
Sursa: Wikimedia Commons
Este un compus organic incolor, inflamabil şi volatil. Asupra omului are efect hematoxic,
afectează sistemul nervos. Inhalarea de doze mici, pe moment, cauzează ameţeli şi dureri de cap.
Inhalat în doze puternice poate cauza chiar moartea. Expunerea corpului uman la acţiunea
benzenului, pentru o lungă perioadă de timp, poate provoca cancer (leucemie).
Toluen (C7H8)
Fig. 7.31 Moleculă de toluen – vedere 3D
Sursa: Wikimedia Commons
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 132
Hidrocarbură aromatică, inflamabilă şi incoloră. Prin inhalare are efecte nocive asupra
organismului uman, mai ales asupra sistemului nervos. Prin comparaţie cu benzenul are
toxicitatea mai scăzută, nu este cancerigen, dar are efecte halucinogene.
Hidrocarburi Aromatice Policiclice (HAP)
Fig. 7.32 Molecule de HAP – vedere 3D
Sursa: Wikimedia Commons
Substanţe deosebit de periculoase cu efect cancerigen şi mutanogen în cazul expunerilor
pe termen lung. HAP sunt un grup de peste 100 de substanţe chimice produse datorită arderii
incomplete al amestecului aer-combustibil. Expunerea organismului uman la cantităţi
semnificative ale acestor compuşi chimici provoacă iritarea ochilor, stări de greaţă şi ameţeală.
Expunerea pe termen lung, pe lângă efectul cancerigen, poate provoca afecţiuni ale pielii,
ficatului, rinichilor precum şi cataractă.
Monoxidul de carbon (CO)
Fig. 7.33 Moleculă de monoxid de carbon – vedere 3D
Sursa: Wikimedia Commons
Este o substanţă chimică în stare gazoasă, incolor şi inodor, care se formează datorită
arderii incomplete a substanţelor bogate în carbon (combustibili). Fiind gaz asfixiant are efect
toxic asupra organismului. Efectul toxic asfixiant al monoxidului de carbon este datorat
combinării acestuia cu hemoglobina.
Hemoglobina este o substanţă ce intră în compoziţia sângelui, de culoare roşiatică.
Rolul acesteia este fixarea oxigenului (prin formarea oxihemoglobinei) şi a bioxidului de carbon
(prin formarea carbohemoglobinei) în scopul transportului oxigenului (O2) la ţesuturi şi a
bioxidului de carbon (CO2) de la ţesuturi la organele respiratorii. Pătrunderea monoxidului de
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 133
carbon în plămâni conduce la combinarea acestuia cu hemoglobina şi la formarea
carboxihemoglobinei, ceea ce împiedică transportul oxigenului între ţesuturi şi organele
respiratorii.
Simptomele intoxicării cu monoxid de carbon sunt durerile de cap, oboseala, ameţelile,
tulburările de vedere, vomă, leşinul, comă şi chiar moartea.
Oxizii de azot (NOx)
Se notează convenţional cu NOx şi se referă în principal la monoxidul de azot şi bioxidul
de azot.
Monoxidul de azot (NO)
Fig. 7.34 Moleculă de monoxid de azot – vedere 3D
Sursa: Wikimedia Commons
Este un gaz incolor, toxic, cu acţiune iritantă asupra mucoasei respiratorii. Expunerea pe
termen lung are efect cancerigen asupra organismului uman. Efectul toxic se datorează formării
methemoglobina (produs similar cu carbohemoglobina), prin combinaţie cu hemoglobina, ceea
ce împiedică schimbul de oxigen dintre ţesuturi şi organele respiratorii.
Bioxidul de azot (NO2)
Fig. 7.35 Moleculă de bioxid de azot – vedere 3D
Sursa: Wikimedia Commons
Gaz de culoare brun-roşcată, toxic, cu miros înţepător. Are efect nociv asupra căilor
respiratorii, provoacă iritaţii. Prin combinaţie cu apa formează acidul azotic (ploaie acidă) care
are efect devastator asupra mediului înconjurător.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 134
Particulele (PM)
Fig. 7.36 Particulă din gazele de eşapaşent ale automobilelor
Sursa: cleartheair.nsw.gov.au
Sunt alcătuite din molecule de carbon care se combină cu alţi compuşi chimici
(hidrocarburi, sulfiţi, azotaţi, metale) şi în funcţie de mărime formează fumul negru sau
funinginea. Efectele particulelor asupra organismului uman sunt nocive, acestea provocând
alergii, iritaţia ochilor precum şi inflamarea căilor respiratorii.
Inhalarea pe termen lung a particulelor are efect cancerigen. Normele de poluare în vigoare
(Euro 5) limitează doar cantitatea totală de particule emise. Viitoarele norme de poluare (Euro 6)
vizează, pe lângă cantitatea totală de particule, limitarea particulelor de dimensiuni mici (0,1 µm)
deoarece aceste au un efect toxic mai pronunţat.
Smogul fotochimic
Este o ceaţă cu aspect de fum caracteristică oraşelor cu trafic intens şi condiţii de formare
propice. Condiţiile care stau la baza formării smogului fotochimic sunt: umiditate redusă,
temperatură mai mare de 20C şi lumină solară. Pentru formarea smogului fotochimic sunt
necesare 13 reacţii chimice înlănţuite iniţiate de monoxidul şi bioxidul de azot apoi de ozon (O3)
şi hidrocarburi. Efectele smogului fotochimic asupra corpului uman sunt nocive datorită faptului
că provoacă iritaţia căilor respiratorii şi a ochilor.
Smogul umed
Spre deosebire de smogul fotochimic smogul umed se formează în atmosfera cu
umiditate ridicată, la temperaturi relativ mici (4 C). Se formează datorită reacţiilor chimice
dintre particule, oxizi de carbon şi oxizi de sulf. Are acţiune sufocantă asupra organismului
uman.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 135
Fig. 7.37 Sistemul de distribuție Valvetronic & VANOS
Sursa: BMW
De la lansarea primei versiuni de distribuție variabilă, sistemul Valvetronic a fost
îmbunătățit continuu astfel încât să satisfacă cerințele tot mai severe în ceea ce privește emisiile
poluante și gazele cu efect de seră. Datorită performațelor excepționale ale motoarelor echipate
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 136
cu acest sistem de distribuție BMW a produs în anul 2008 peste 2.5 milioane de motoare
echipate cu Valvetronic.
Pentru a preîntâmpina viitoarele norme de emisii poluante, BMW a demarat începând cu
anii 1990 studiul privind concepția unui sistem de distribuție variabilă. Având în vedere
necesitatea de producere în masă a acestui sistem, s-a pus accent pe principiul de funcționare
potrivit pentru acest concept. BMW a studiat potențialul sistemelor de distribuție mecanice,
hidraulice și electromecanice, precum și combinații între acestea, iar în final s-a decis pentru
utilizarea unui sistem de acționare electromecanic.
Tabelul 7.1
Sursa: MTZ
Tipul sistemului de distribuție Anul Motorul
Valvetronic
generația I
2001 L4 (N42)
2001 V8 (N62)
2003 V12 (N73)
Valvetronic
generația II
2005 L6 (N52)
2006 L4 (Mini)
Motoarele cu sistem de distribuție variabilă Valvetronic echipează toată gama de
automobile BMWprecum și modele Mini și Rolls Royce. A doua generație de Valvetronic a
fost introdusă prima oară pe motorul N52, cu șase cilindri în linie, fiind un sistem optimizat care
a permis îndeplinirea normelor de poluareSULEV.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 137
Fig. 7.38 Componentele sistemului de distribuție Valvetronic
Sursa: BMW
1. chiulasă
2. supapă de evacuare
3. supapă de admisie
4. arbore cu came evacuare
5. motor electric de acționare
6. angrenaj melcat (raport de transmitere 51:1)
7. arbore cu excentric
8. levier intermediar
9. arbore cu came admisie
10. arc de revenire levier intermediar
11. culbutor
12. reazem hidraulic culbutor
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 138
Deschidere a supapei de admisie (3) se realizează prin intermediul levierului intermediar
(8) poziționat între arborele cu excentric (7) și culbutor (11). Arborele cu came (9) acționează
asupra levierului intermediar care apasă pe supapa de admisie. Înălțimea de ridicare a supapei de
admisie este ajustată în funcție de poziția arborelui cu excentric. Astfel, deschiderea supapei se
realizează prin combinarea mișcării arborelui cu came cu cea a arborelui cu excentric.
Pentru reducerea frecărilor dintre piesele aflate în mișcare, toate zonele de contact dintre
arborele cu excentric (7), levier intermediar (8), culbutor și arbore cu came utilizează rulmenți
cu role
Fig. 7.39 Sistemul de distribuție Valvetronic – vedere asupra sistemului de acționare
Sursa: BMW
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 139
Poziția arborelui cu excentric permite o deschidere a supapei de admisie de:
o 0.27 mm la regim ralanti
o 9.7 mm la sarcină maximă
Sarcina motorului este controlată cu ajutorul motorului electric (5) care, în funcție de poziția
pedalei de accelerație, poziționează arborele cu excentric pentru a realiza deschiderea necesară a
supapei de admisie. Arcul de revenire (10) are rolul de a menține contactul între levierul
intermediar și culbutor. Timpul de răspuns al sistemului este 0.3 secunde.
Fig. 7.41 Valvetronic – poziția arborelui cu
excentric pentru deschiderea minimă a
supapei
Sursa: BMW
Fig. 7.42 Valvetronic – poziția arborelui cu
excentric pentru deschiderea maximă a
supapei
Sursa: BMW
Sistemul de distribuție Valvetronic variază în mod continuu înălțimea de ridicare a
supapelor între 0.27 mm (regim ralanti) și 9.7 mm (sarcină maximă). Împreună cu sistemul
VANOS, care realizează variația continuă a fazelor de deschidere și închidere a supapelor de
admisie și evacuare, distribuția Valvetronic poate regla sarcina motorului fără a avea nevoie de
o clapeta obturatoare.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 140
Fig. 7.43 Sistemul de distribuție Valvetronic – varierea înălțimii de ridicare a supapelor de
admisie
Sursa: MTZ (BMW)
Altfel spus, poziția pedalei de accelerație se transformă în înălțimea de deschidere a
supapei de admisie. Când conducătorul auto apasă pe pedala de accelerație, calculatorul de
comandă a distribuției Valvetronic ajustează, cu ajutorul motorului electric (5), poziția arborelui
cu excentric (7), reglând astfel punctul de funcționare al motorului (sarcina și turația).
Fig. 7.44 Sistemul de distribuție Valvetronic – poziția minimă și maximă a supapei de admisie
Sursa: BMW
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 141
La motoarele cu sistem de distribuție Valvetronic, în regim de funcționare normală,
sarcina se reglează doar din deschiderea supapelor de admisie și nu din clapeta obturatoare. Cu
toate acestea motoarele sunt echipate cu clapete obturatoare care sunt utilizate în condiții
speciale:
o la pornirea motorului: clapeta obturatoare este parțial închisă pentru a crea vacuum în
sistemul de admisie, necesar sistemelor de reducere a poluării; după pornirea motorului
vacuumul este produs în continuare de o pompa de vacuum iar clapeta obturatoare se
deschide complet
o în cazul defectării sistemului de distribuție Valvetronic: motorul funcționează în
regim de avarie, sarcina acestuia fiind controlată cu ajutorul clapetei obturatoare
Sistemul de control al distribuție Valvetronic conține motorul electric de acționare, o
unitate electronică de control (calculator) și un senzor de poziție montat pe arborele cu excentric.
Rolul senzorului de poziție este de a informa unitatea electronică de control dacă arborele cu
excentric are poziția unghiulară dorită. Cererea de cuplu motor a conducătorului auto, exprimată
prin poziția pedalei de accelerație, este trimisăcalculatorului de injecție care o transforma în
cantitatea de aer necesară și ulterior în înălțimea de ridicare a supapei de admisie. Aceasta
informație este trimisă unității de control a sistemului Valvetronic care ajustează poziția
arborelui cu excentric pentru a controla cantitatea de aer ce intră în cilindri.
A doua generație de sistem de distribuție Valvetronic vine cu o serie de îmbunătățiri
menite să reducă timpul de răspuns al sistemului, consumul de combustibil și să crească puterea
specifică (litrică) a motorului. Pentru a răspunde acestor cerințe, asupra sistemului de distribuție
s-au efectuat următoarele modificări:
o reducerea pierderilor prin pompaj la sarcini parțiale prin optimizarea profilului de
ridicare a supapelor de admisie
o reducerea frecărilor dintre piesele în mișcare
o optimizarea arderii în cilindri
o reducerea maselor pieselor
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 142
Fig. 7.45 Sistemul de distribuție Valvetronic - a doua generație
Sursa: BMW
Pe lângă modificările de ordin mecanic ale pieselor sistemului de acționare s-a modificat
și profilul camelor de acționare, cu scopul de a optimiza procesul de ardere. Cele doua supape
de admisie au profil de ridicare diferit, asimetrice. Prin acest procedeu s-a reușit crearea
unui efect de vârtej la curgerea aerului în cilindri care are ca impact îmbunătățirea procesului de
ardere, mai ales la sarcini parțiale.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 143
Fig. 7.46 A doua generație a sistemului de distribuție Valvetronic – vedere a sistemului de
acționare a supapelor
Sursa: BMW
Generația a doua a sistemului de distribuție Valvetronic vine și cu îmbunătățiri ale
sistemului electronic de control. Astfel poziția arborelui cu excentric este controlată direct
de calculatorul de injecție, care conține și etajul de amplificare necesar pentru acționarea
motorului de curent continuu.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 144
Cap. 8 Studiu economic
Problema cu care se confruntă producatorii de orice fel în societatea contemporană este
problema “calitate – fiabilitate – preţ” în sensul că cerinţele pieţei au crescut şi regulamentele
au devenit din ce în ce mai exigente.
Aceasta nouă politică impune orientarea cu toate mijloacele spre client în primul rând şi
apoi spre calitate si fibilitate.
Industria constructoare de automobile se confruntă prin urmare cu o problema extrem de
spinoasă: evoluţia implică evoluţie iar eforturile de a ramane pe piaţa ale oricărei firme sunt
materializate în planuri de cercetare extrem de bine puse la punct.
Atât motoarele cu ardere internă cât şi transmisia autovehiculului, au inregistrat un
progres fantastic: au apărut noi soluţii constructive, din considerente de calitate şi fiabilitate s-a
introdus folosirea unor materiale cu proprietăţi superioare, dezvoltarea motorului în ansamblu
fiind considerabilă.
Dacă iniţial orientarea în industria constructoare de automobile era spre motorul cu
aprindere prin scanteie, acesta fiind perfecţionat de-a lungul timpului, astăzi, datorită unei
politici de piaţă care a impus folosirea cât mai raţională a combustibililor, preţul lor crescând în
mod continuu, orientările sunt spre motorul cu aprindere prin comprimare.
Deşi performanţele motoarelor cu aprindere prin scânteie sunt astazi daca nu egale chiar
superioare performanţelor motoarelor cu aprindere prin comprimare, din punct de vedere
economic, preţul de întreţinere şi de reparaţii pentru un motor cu aprindere prin scânteie este net
inferior celui cu aprindere prin comprimare.
Problema poate fi pusă şi din considerentul împatimiţilor motoarelor cu aprindere prin
scânteie, a tradiţiei fabricii constructoare motiv pentru care firme precum PORSCHE,
LAMBORGHINI, FERRARI şi altele nu vor construi probabil niciodata motoare cu aprindere
prin comprimare.
Din aceste motive înca se construiesc în ziua de astăzi motoare cu aprindere prin scânteie,
ale căror performanţe se îmbunatatesc continuu.
Motorul proiectat este un motor cu aprindere prin scânteie, cu o cilindree de aproximativ
1400 [cm3].
S-a optat pentru acesta cilindree atât din considerente economice, consumul specific de
combustibil al motorului fiind aproximativ 235 [g/kWh] dar şi din motivul că pentru o cilindree
de peste 2000 [cm3] taxa pentru autovehicule din punct de vedere a capacităţii cilindrice este
mult mai mare.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 145
Problemele care s-au pus încă de la început în a obţine un motor performant şi fiabil şi al
cărui cost să nu fie exagerat au implicat adoptarea acelor solutii constructive optime din acest
punct de vedere.
În cele ce urmeaza se vor prezenta principalele părţi componente ale motorului proiectat
şi justificarea soluţiilor constructive alese, din considerentele menţionate mai sus.
Prin urmare, s-a optat pentru soluţia constructivă în ceea ce priveste blocul motor si
cilindrii pentru cilindrii alezaţi direct în bloc cu cămaşă umedă.
Pistoanele au fost alese constructiv cu cap plat, acest lucru reducand costul de fabricaţie,
soluţia constructivă fiind simplă şi eficace.
Elementele de etanşare ale pistonului cu cămaşa de cilindru – segmenţii –au fost aleşi în
numar de trei şi anume:
� segmentul de compresie sau de foc – a fost ales cu forma trapezoidala deoarece
teşirea muchiilor segmentului duce la scăderea perioadei de rodaj iar forma trapezoidală
contribuie la scăderea dimensiunilor axiale şi radiale ale segmentului, fapt care micşorează
inerţia grupului piston;
� segmentul de radere – s-a ales în forma clasică dreptunghiulară, cu muchiile
teşite;
� segmentul de ungere – se vor folosi segmenti clasici.
Elementul de legatură al sistemului bielă-manivelă şi anume bolţul s-a ales în formă
constructivă cu secţiune cilindrică şi gol în interior, pentru a se reduce inerţia acestuia.
Bolţul este flotant atât în piston cât şi în bielă şi astfel, în timpul funcţionării motorului se
înregistrează o rotire a bolţului şi astfel va fi realizată o uzură uniformă.
Biela s-a ales cu plan de separaţie normal cu sectiuneregulată.
Arborele cotit are forma clasică a unui arbore cotit pentru un motor cu patru cilindri în
linie, braţele fiind prevăzute cu contragreutăţi turnate care permit descărcarea fusurilor paliere.
Elementele de etanşare sunt elementele clasice: inele de etansare (simeringuri)
Baia de ulei a fost dimensionată mai mare pentru ca o cantitate mai mare de ulei
(lubrifiant) înseamnă o uzare mai lenta a uleiului şi perioada între schimburile de ulei este mai
mare. O uzare mai lenta inseamna o fucţionare prelungită a motorului cu un lubrifiant cu calităţi
nealterate.
Elementul de bază al sistemului de ungere este pompa de ulei, care din considerente
economice a fost construită în soluţia clasică cu roţi dinţate, antrenarea fiind de la arborele cotit.
O astfel de pompă este ieftină şi nu necesită intervenţii reparatorii frecvente.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 146
Sistemul de distributie este un sistem prevăzut cu patru supape pe cilindru, mărindu-se
astfel coeficientul de umplere şi crescand performanţele motorului.
Antrenarea arborelui de distribuţie are loc de la arborele cotit, prin intermediul curelei de
distribuţie.
S-a optat pentru această soluţie cu curea de distribuţie deoarece se elimină zgomotul în
funcţionare. Trebuie însa mare atenţie la parcursul motorului cu cureaua de distribuţie
neschimbată deoarece ruperea acesteia duce la distrugerea mecanismului motor.
Fiecare două supape sunt acţionate direct cu câte un arbore de distribuţie plasat în capul
supapei (DOHC).
Aceasta soluţie constructivă măreşte ceva mai mult dimensiunile motorului dar se elimină
lanţul intermediar: cama-tachet-tija impingatoare-culbutor-supapa, lanţ care înseamnă
potenţiale pierderi cinematice şi întreţinere pretenţioasă.
De asemenea, acţionarea supapei prin intermediul unui culbutor ar fi însemnat reglarea
frecventă a jocului termic si acele “ţăcănituri“ în funcţionarea motorului.
Soluţia constructivă adoptată permite reglarea jocului termic la intervale mai mari de
timp, prin simpla înlocuire a plăcuţelor de reglare prinse pe tacheţi prin fretare.
Sistemul de injecţie este un sistem de injecţie multipunct cu amplasarea injectoarelor în
galeriile de admisie, sistem eficace cu un preţ destul de redus faţă de ceea ce ar fi însemnat o
injecţie directă în camera de ardere din chiulasa.
Ambreiajul utilizat este de tipul cu arc central tip diafragmă şi cu amortizor de torsiune.
Acesta este mult mai eficient decât cel cu arcuri periferice, iar acţionarea lui se face hidraulic
pentru un efort mult mai redus la pedală, deci în concluzie un comfort mai ridicat.
Cutia de viteze este dispusă transversal, având 5 trepte + o treaptă pentru mersul înapoi.
S-a adoptat soluţia cu cutia acţionată manual deoarece cea acţionată automat este mai scumpă şi
totodată scade placerea de a conduce.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 147
Cap. 9 Concluzii
S-a proiectat un motor cu aprindere prin scânteie, pornindu-se de la alegerea
parametrilor constructivi de 55 [kW] şi o turaţie de 6200 [rot/min].
Rezultatele calculelor confirmă că motorul se încadrează în valorile parametrilor din
studiul unui număr de 10 motoare (asemănătoare ca configuraţie şi putere).
La efectuarea calculelor s-a avut în vedere obţinerea de rezultate care să se încadreze în
limitele valorilor admisibile iar dimensiunile pieselor să reflecte o rezistenţă suficientă, iar
costurile şi cantităţile de materiale folosite să reflecte un cost satisfăcător.
S-a realizat un studiu asupra sistemului de alimentare, bazat pe injectia de benzină,
înlocuindu-se carburatorul. Motorul este dotat cu o instalatie de injectie de benzină multipunct.
Prin aceasta se obţine un consum de combustibil mai scăzut, o ardere mai bună a
combustibilului, acestea ducând la un randament mai bun.
Cu alimentarea prin injecţie se obţin rezultate în funcţionare care sunt apropiate
motoarelor cu supraalimentare.
Datorită acestui sistem de injecţie se obţin rezultate bune în domeniul poluării, nivelul
de noxe fiind mai scăzut decât la motoarele cu carburator.
PROIECT DE DIPLOMĂ
BRAŞOV - 2013
Pagina 148
BIBLIOGRAFIE
1. Bobescu Ghe., Cofaru C., Chiru A. ş.a., „Motoare pentru automobile şi tractoare
Vol. I”, editura „Tehnică” Chişinău, 1996.
2. Bobescu Ghe., Cofaru C., Chiru A. ş.a., „Motoare pentru automobile şi tractoare
Vol. II”, editura „Tehnică”, Chişinău, 1996.
3. Bobescu Ghe., Radu Ghe. ş.a. „Motoare”, editura Universităţii „Transilvania”,
Braşov, 1983.
4. Abăităncei D., Haţegan C. ş.a., „Motoare pentru autovehicule şi tractoare”, editura
tehnică, Bucureşti, 1978.
5. Gafitanu M. ş.a., „Organe de maşini”, editura tehnică, Bucureşti, 1981.
6. Radu Ghe., „Calculul şi construcţia instalaţiilor auxiliare ale autovehiculelor”,
reprografia Universităţii „Transilvania”, Braşov, 1989.
7. Abăităncei D., Bobescu Ghe. ş.a., „Motoare pentru automobile”, editura Didactică
şi Pedagogică, Bucureşti, 1980.
8. Stratulat M., Vlasie V. ş.a., „Alimentarea motoarelor cu aprindere prin scânteie,
Vol I-II”, editura Tehnică, Bucureşti, 1992.
9. ***, www.skoda.ro
10. ***, www.skoda.com
11. ***, www.bmw.com
12. ***, www.bosch.com
13. ***, www.ottomotor.de