calculul termic al unui motor cu aprindere prin comprimare

UNIVERSITATEA TRANSILVANIA BRASOV

PROIECT DE DIPLOMA PAG.

CUPRINS

CAP. 1. STUDIUL DE NIVEL……………………………………………............6

CAP. 2. CALCULUL TERMIC AL UNUI MOTOR CU APRINDERE PRIN SCANTEIE………………………................………………………………. 8

2.1.Alegerea parametrilor initiali……………………………………………. 82.2.Parametrii procesului de schimbare a gazelor………………………….. 92.3. Parametrii procesului de comprimare………………......………………. 92.4. Parametrii procesului de ardere……………………..…………………. 102.5.Destinderea ……….......................……………………………………….. 112.6 Parametrii principali ai motorului …………………....….…………….. 122.7. Dimensini fundamentale ale motorului…………………………………… 132.8.Diagrama indicată ……………………………….…...………………… 142.9. Cinematica mecanismului bielă-manivelă………………..……………. 192.10. Calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă…………………….. 242.11 Caracteristica externa……...................................................................... 46

CAP. 3 CALCULUL ORGANOLOGIC ……......................................…. 51

3.1. Calculul cilindrului motorului ….....………………………………… ……….513.2.Calculul pistonului……………………..…………………………………….. 533.3.Calculul boltului de piston …………………………………………………. 583.4.Calculul segmentilor…………………………………………………………. 653.5.Calculul bielei………………………………………………………………. 703.6 Calculul arborelui cotit …………………….................……………………. 743.7. Calculul mecanismului de distributie………………………………………. 813.7.1.Calculul arborelui de distributie …………………………………………. 102

CAP. 4 CALCULUL SISTEMULUI DE RACIRE......................................…. 106

4.1. Calculul caldurii evacuate prin sistemul de racire……………………………. 1064.2. Calculul pompei hidraulice din sistemul de racire……………………………. 107

CAP. 5 CALCULUL INSTALATIEI DE UNGERE......................................…. 114

4



CAP.6. PROCESUL TEHNOLOGIC DE PRELUCRARE A ARBORELUI CU CAME ..................................................................…. 119

CAP.7. STUDIUL CAMERELOR DE ARDERE PENTRU MOTOARE CU INJECŢIE DIRECTĂ...................................................................................... 114

CAP. 8. CALCULUL ECONOMIC…….......................................................... 133

CAP. 9. CONCLUZII PRIVIND DEZVOLTAREA CERCETATĂRILOR ÎN PROIECTUL DE DIPLOMĂ ……............................................................. 134

BIBLIOGRAFIE……........................................................................................ 135

5



CAP.1 STUDIUL DE NIVEL

Tabelul 1 pentru alegerea modelului de motor ales in proiectare Tabelul 1.1

Nr.crt. Marca si Model Cilindrea [cmc] Pn nn[rot/min]Cuplu maxim la

1Audi A4 1.9 TDI (110

PS) 1896 81 4150 225/17002 Honda Accord 2.0 TDI 1994 77 4200 210/2000

3Renault Megane Classic RT

1.9 dTi 1870 72 4000 200/20004 Toyota Bandeirante OJ 3661 75 3400 200/2400

Grafic pentru alegerea puteri motorului

66

68

70

72

74

76

78

80

82

Audi A4 1.9 TDI (110PS)

Honda Accord 2.0TDI

Renault MeganeClassic RT 1.9 dTi

Toyota BandeiranteOJ

Model

Pn

Motor ales in proiectare

Fig. 1.1 Alegerea modelului de motor functie de Pn

6



Alegerea cilindreei motorului

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

Audi A4 1.9 TDI (110PS)

Honda Accord 2.0 TDI Renault MeganeClassic RT 1.9 dTi

Toyota Bandeirante OJ

model

cili

nd

ree

[cm

c]

Motor ales in proiectare

Fig.1.2 Alegerea motorului functie de cilindree

7



CAP.2 CALCULUL TERMIC AL UNUI MOTOR CU APRINDERE PRIN COMPRIMARE

Calculul termic al unui motor, cunoscut şi sub denumirea de " calculul ciclului de lucru al motorului ", se efectueaza în scopul determinări anticipate a parametrilo 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 teoreic 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, estimate dificilă îndeosebi când se realizează motoarele de construcţie originala.

In cele ce urmează se prezintă calculul termic al motorului in tabelul 4.1 având urmatoarele caracteristici:

Tabelul 4.175 Kw

4000

4 numarul de cilindrii

2.1 Alegerea parametrilor initiali:

Aceste valori sunt trecute in tabelul 2.2:Tabelul 2.2

Temperatura initiala:

T0=293 K

Presiunea initiala: p0= 1,02*10^5 N/m2

Temperatura gazelor reziduale: Tr= 900 °CCoeficientul de exces de aer: λ= 1,25 Raportul de comprimare: ε= 19 Presiunea gazelor reziduale: pr= 1,1*10^5 N/m2

2.2 Parametrii procesului de schimbare a gazelor

8



Se alege urmatoarele marimi care sunt trecute in tabelul 4.3:Tabelul 4.3

Presiunea la sfarsitul admisiei:

pa= 0,86*10^5

Preincalzirea amestecului:

∆T= 25°C

Coeficientul de postardere:

υp= 1,14

In continuare se calculează coeficientul gazelor reziduale:

0,0222 (1.1)

Temperatura la sfârşitul admisiei va fi: 330,626 K (1.2)

Coeficientul de umplere:

0,8796 (1.3)

2.3 Parametrii procesului de comprimare

Se adoptă pentru coeficientul politropic de comprimare 1,36 Presiunea la sfârşitul comprimării:

4716321 (4.4)

Temperatura la sfarşitul comprimării:

954,306324 K (4.5)

2.4 Parametrii procesului de ardere

9



Se adoptă următoarea compoziţie a motorinei care este trecuta I tabelul 4.4:

Tabelul 4.4c= 0,875 kgh= 0,133 kgo= 0,01 kg

41868

Se vor mai alege următorii parametrii care sunt trecuti in tabelul 2.5:

Tabelul 2.5coeficientul de utilizare a căldurii:

ξ= 0.75

coeficientul de creştere a presiunii:

π= 1.3

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

0,507 (2.6)

Cantitatea de aer necesar arderii:

0,63380456 (2.7)

Coeficientul teoretic de variaţie molară a incărcăturii proaspete:

1,1675 (2.8)

Coeficientul real de variaţie molară a incărcăturii praspete :

1,16387313 (2.9)

Căldura specifică molară medie a amestecului iniţial :

10



C'μv=20+17,4*10-3*Tc=36,60493 (2.10)

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

(2.11)

Temperatura la sfârşitul arderii rezultă din următoarea ecuaţie :

48469+45246,6499=41.3687Tz+0,003*Tz2

93715,5=41.3687Tz+0,003*Tz2

Tz=1916,93 K (2.12)

Presiunea la sfârşitul arderii :

6131217,19 (2.13)

Gradul de destindere prealabilă:

1,79837889 (2.14)

2.5 Destinderea

Se adoptă coeficientul politropic al destinderii: Gradul de destindere :

11



10,5651 (2.15)

Presiunea la sfârşitul destinderii:

321889,044 (2.16)

Temperatura la sfârşitul destinderii:

1063,25787 K (2.17)

2.6 Parametrii principali ai motorului

Se adopta urmatoarele valori care sun trecute in tabelul 2.6 :

Tabelul 2.6coeficientul de rotunjire al diagramei: μr= 0,98randamentul mecanic: ηm= 0,92

Presiunea medie a ciclului teoretic :

(4.18)

p'i=946793

Presiunea medie indicată:

927857,192 (2.19)

Randamentul indicat al motorului:

0,3814 (2.20)

Presiunea medie efectivă:

12



853629 (2.21)

Randamentul efectiv al motorului:

0,35085632 (2.22)

Consumul specific efectiv de combustibil :

2,45070469 (2.23)

2.7 Dimensini fundamentale ale motorului.Se adoptă raportul cursă alezaj:

1,17283951 (2.24)

S= 92 mmD= 85 mm

Capacitatea cilindrică necesară:

0,00065895=0.65 dm3 (2.25)

Se determina alezajul şi cursa:

0,00851541 m=85 mm (2.26)

0,0925634 m= 92 mm (2.27)

Viteza medie a pistonului:

13866,6667=13,8 (2.28)

13



Cilindreea totală a motorului:

2,6 l (2.29)

Puterea litrică:

28,8462 (2.30)

2.8 Diagrama indicată:

Volumul la sfarsitul cursei de admisie:

0,68611111 l (2.31)

Volumul la sfârşitul compresiei:

0,03611 l (2.32)

Se traseaza izocorele: Vb=Va Vc=Vz

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

(2.33)

Politropa destinderii zb se trasează analog:

(2.34)

0,06494146 l (2.36)

Valorile sun trecute in tabelul 2.7Tabelul 2.7

alfa Xp Vx px grd m l N/m^2

0 0 0,03 86000

14



10 0,000891 0,03505621 8600020 0,003521 0,04997261 8600030 0,00776 0,07401211 8600040 0,013402 0,10600936 8600050 0,020181 0,14445863 8600060 0,027792 0,18762391 8600070 0,035909 0,23366014 8600080 0,044208 0,2807336 8600090 0,052389 0,32713013 86000

100 0,060184 0,3713414 86000110 0,067374 0,41212266 86000120 0,073792 0,44851866 86000130 0,079317 0,47985846 86000140 0,083878 0,50572331 86000150 0,087434 0,52589508 86000160 0,089973 0,54029436 86000170 0,091494 0,54891855 86000180 0,092 0,5517895 86000190 0,091494 0,54891855 90522,69969200 0,089973 0,54029436 92493,42663210 0,087434 0,52589508 95954,52768220 0,083878 0,50572331 101196,7611230 0,079317 0,47985846 108686,1902240 0,073792 0,44851866 119142,5117250 0,067374 0,41212266 133675,626260 0,060184 0,3713414 154026,8636270 0,052389 0,32713013 183007,2557280 0,044208 0,2807336 225324,2169290 0,035909 0,23366014 289209,9035300 0,027792 0,18762391 389777,1022310 0,020181 0,14445863 556207,8281320 0,013402 0,10600936 847266,639330 0,00776 0,07401211 1381135,958340 0,003521 0,04997261 2356202,725350 0,000891 0,03505621 3815996,271360 0 0,03 4716320,917370 0,000891 0,03505621 6131217,192380 0,003521 0,04997261 6131217,192390 0,00776 0,07401211 5023169,894400 0,013402 0,10600936 2633937,572410 0,020181 0,14445863 1788983,716420 0,027792 0,18762391 1290254,935430 0,035909 0,23366014 980742,4546440 0,044208 0,2807336 779682,4529450 0,052389 0,32713013 643998,8248460 0,060184 0,3713414 549628,2527470 0,067374 0,41212266 482505,9205

15



480 0,073792 0,44851866 434070,3426490 0,079317 0,47985846 398927,8153500 0,083878 0,50572331 373589,4003510 0,087434 0,52589508 355763,9018520 0,089973 0,54029436 360000530 0,091494 0,54891855 330000540 0,092 0,5517895 303664,3216550 0,091494 0,54891855 253654,3215560 0,089973 0,54029436 203256,2568570 0,087434 0,52589508 182354,3564580 0,083878 0,50572331 163213,3256590 0,079317 0,47985846 110000600 0,073792 0,44851866 110000610 0,067374 0,41212266 110000620 0,060184 0,3713414 110000630 0,052389 0,32713013 110000640 0,044208 0,2807336 110000650 0,035909 0,23366014 110000660 0,027792 0,18762391 110000670 0,020181 0,14445863 110000680 0,013402 0,10600936 110000690 0,00776 0,07401211 110000700 0,003521 0,04997261 110000710 0,000891 0,03505621 110000720 0 0,03 110000

16



Diagrama indicata

0

1000000

2000000

3000000

4000000

5000000

6000000

7000000

0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6

V [l]

p [

N/m

^2]

17



Cromanograma

0

1000000

2000000

3000000

4000000

5000000

6000000

7000000

0 90 180 270 360 450 540 630 720

alfa [grade]

pi [N/

m^2]

18



2.9. Cinematica mecanismului bielă-manivelă

Analizele cinematice şi calculul dinamic al mecanicsmului 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 pe piesele motorului se folosesc însă formule simplificate obţinute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit şi la regim atabilizat, 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.În calcule se consideră că poziţia iniţială pentru măsurarea unghiului α este poziţia corespunzătoare pentru care pistonul este la distanţa maximă de la axa arborelui cotit.

Figura 2.9.1 Mecanismul biela-manivela cu piston axat

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

= n

30

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

n - turatia arborelui cotit, în rot/min;R - raza manivelei (distanta dintre axa arborelui cotit si axa fusului maneton), în m;S = 2R - cursa pistonului (distanta dintre p.m.s. si p.m.i.) în m;l - lungimea bielei, în [m].

19



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

S= 0.92 m0.046 m

0,27777778

0.173 m

βmax= 15°

Deplasarea pistonului

0,00722 m (2.1)

1,32374 (2.2)

13,8667 (2.3)

22,5333

1.6265 m/s (2.4) 418,879 (2.5)

20



Expresia deplasării pistonului:

(2.6)

Expresia vitezei pistonului:

(2.7)

Expresia acceleraţiei pistonului:

(2.8)

Valorile sun trecute in tabelul 2.9.1Tabelul 2.9.1

alfa Xp Vp apgrd. m m/s m/s^2

0 0 0 1031310 0,00089 4,2612 1005520 0,00352 8,3104 9301,930 0,00776 11,952 8110,840 0,0134 15,021 6572,250 0,02018 17,396 4798,760 0,02779 19,005 2914,670 0,03591 19,827 104380 0,04421 19,891 -705,2490 0,05239 19,268 -2242

100 0,06018 18,06 -3508,3110 0,06737 16,386 -4478120 0,07379 14,369 -5156,6130 0,07932 12,125 -5577,3140 0,08388 9,75 -5793,5150 0,08743 7,3166 -5868,8160 0,08997 4,87 -5866,9170 0,09149 2,4306 -5841,7

21



180 0,092 2E-15 -5829,2190 0,09149 -2,431 -5841,7200 0,08997 -4,87 -5866,9210 0,08743 -7,317 -5868,8220 0,08388 -9,75 -5793,5230 0,07932 -12,12 -5577,3240 0,07379 -14,37 -5156,6250 0,06737 -16,39 -4478260 0,06018 -18,06 -3508,3270 0,05239 -19,27 -2242280 0,04421 -19,89 -705,24290 0,03591 -19,83 1043300 0,02779 -19 2914,6310 0,02018 -17,4 4798,7320 0,0134 -15,02 6572,2330 0,00776 -11,95 8110,8340 0,00352 -8,31 9301,9350 0,00089 -4,261 10055360 0 -6E-15 10313370 0,00089 4,2612 10055380 0,00352 8,3104 9301,9390 0,00776 11,952 8110,8400 0,0134 15,021 6572,2410 0,02018 17,396 4798,7420 0,02779 19,005 2914,6430 0,03591 19,827 1043440 0,04421 19,891 -705,24450 0,05239 19,268 -2242460 0,06018 18,06 -3508,3470 0,06737 16,386 -4478480 0,07379 14,369 -5156,6490 0,07932 12,125 -5577,3500 0,08388 9,75 -5793,5510 0,08743 7,3166 -5868,8520 0,08997 4,87 -5866,9530 0,09149 2,4306 -5841,7540 0,092 5E-15 -5829,2550 0,09149 -2,431 -5841,7560 0,08997 -4,87 -5866,9570 0,08743 -7,317 -5868,8580 0,08388 -9,75 -5793,5590 0,07932 -12,12 -5577,3600 0,07379 -14,37 -5156,6

22



610 0,06737 -16,39 -4478620 0,06018 -18,06 -3508,3630 0,05239 -19,27 -2242640 0,04421 -19,89 -705,24650 0,03591 -19,83 1043660 0,02779 -19 2914,6670 0,02018 -17,4 4798,7680 0,0134 -15,02 6572,2690 0,00776 -11,95 8110,8700 0,00352 -8,31 9301,9710 0,00089 -4,261 10055720 0 -1E-14 10313

Cinematica mecanismului

-20000

-15000

-10000

-5000

0

5000

10000

15000

20000

0 90 180 270 360

alfa[grd]

ap,V

p, X

p

0

0,01

0,02

0,03

0,04

0,05

0,06

0,07

0,08

0,09

0,1

Vp m/s

ap m/s^2

Xp m

23



2.10 Calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă

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

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.

Figura 2.10.1 Fortele si momentele care actioneaza in mecanismul biela-manivela

Forta de presiune a gazelor

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

24



[N]

Ap - aria suprafeţei capului pistonului;pg - presiunea gazelor în cilindru după diagrama indicată;

0,00622 m2

D=0.089 mForta de presiune a gazelor este îndreptatã dupã axa cilindrului si poate fi consideratã în axa

boltului de piston. Aceastã fortã este consideratã pozitivã când este orientatã spre axa arborelui cotit si negativã când este orientatã invers.Calculul valorilor fortelor Fgse face tabelar 6.1 si se construieste curba Fg = f(α) graficul 6.2

Fortele de inertie

Fortele de inertie sunt produse de masele aflate în miscare acceleratã si anume: piston asamblat (piston, bolt, segmenti, sigurantele bolþului), bielã si arbore cotit.Fortele de inertie sunt îndreptate în sens opus acceleratiei si sunt date de formula generalã: m - masa elementelor în miscare, în [kg];a - acceleratia maselor, în [m/s2].

În functie de felul miscãrii elementelor mecanismului motor distingem urmãtoarele tipuri de forte de inerþie:a) Fortele de inertie produse de masele elementelor aflate în miscare de translatie (Fj);b) Fortele de inertie produse de masele neechilibrate ale elementelor aflate în miscare de rotatie (Fr).

Fortele de inertie ale maselor in miscare de translatie

Aceste forte sunt produse de masele pistonului asamblat (piston, segmenti, bolt de bielã si sigurantele acestuia) si o parte din masa bielei si sunt considerate concentrate în axa boltului.Determinarea fortelor de inertie ale maselor aflate în miscare de translatie se face cu relatia:

mj - masele pieselor în miscare de translatie, în [kg];ap- acceleratia pistonului, în [m/s2].

Masele aflate în miscare de translatie se determinã cu relatia urmãtoare:2

mp - masa pistonului asamblat, în [kg];m1b - masa bielei concentratã în axa boltului si care se considerã cã executã miscare de translatie, în [kg].

25



Fortele de inertie Fj se pot exprima, tinând seama de expresia acceleratiei pistonului pentru mecanismul bielã-manivelã axat. Calculul valorilor fortelor Fj se face tabelar 6.1 si se construieste curba Fj = f(α) graficul 6.1

Masele pieselor in miscare ale mecanismului biela – manivela

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

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

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

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

3

sau, cu suficientã aproximatie:

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

mp - masa pistonului asamblat, în [kg];mb - masa bielei , în [kg].

Fortele sumare care actioneaza in mecanismul biela – manivela

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

Calculul valorilor fortei F se face tabelar6.1 si se construieste curba F=f(α) graficul 6.2

pcart.=1*105 N/m2= 100000 N/m2Se alege: mb=250[kg/m^2] mb=250*Ap= 0,92 kg

mp=200[kg/m^2] mp=200*Ap= 0,74 kg

m1b=(0.2…0.3)*mb=0.275*mb= 0,253 kgm2b=(0.8…0.7)*mb=0.725*mb= 0,667 kgmj=mp+mb= 1,66 kgRezultatele acestor calcule sunt trecute in tabelul 6.1

Tabelul 6.1alfa px*10^5 pg Fg Fj F

26



grd N/m^2 N/m^2 N N N0 86000 -14000 -87,096 -19352,81 -19440

10 86000 -14000 -87,096 -18868,99 -1895620 86000 -14000 -87,096 -17455,13 -1754230 86000 -14000 -87,096 -15220,11 -1530740 86000 -14000 -87,096 -12332,82 -1242050 86000 -14000 -87,096 -9004,892 -909260 86000 -14000 -87,096 -5469,272 -555670 86000 -14000 -87,096 -1957,276 -204480 86000 -14000 -87,096 1323,392 1236,390 86000 -14000 -87,096 4207,132 4120

100 86000 -14000 -87,096 6583,43 6496,3110 86000 -14000 -87,096 8402,976 8315,9120 86000 -14000 -87,096 9676,404 9589,3130 86000 -14000 -87,096 10466,01 10379140 86000 -14000 -87,096 10871,7 10785150 86000 -14000 -87,096 11012,97 10926160 86000 -14000 -87,096 11009,43 10922170 86000 -14000 -87,096 10962,17 10875180 86000 -14000 -87,096 10938,54 10851190 87188,1846 -12811,815 -79,704 10962,17 10882200 89089,3607 -10910,639 -67,877 11009,43 10942210 92428,5844 -7571,4156 -47,103 11012,97 10966220 97486,8735 -2513,1265 -15,635 10871,7 10856230 104714,852 4714,8519 29,3317 10466,01 10495240 114808,748 14808,748 92,1273 9676,404 9768,5250 128843,038 28843,038 179,437 8402,976 8582,4260 148505,058 48505,058 301,757 6583,43 6885,2270 176522,039 76522,039 476,054 4207,132 4683,2280 217468,612 117468,61 730,789 1323,392 2054,2290 279362,858 179362,86 1115,84 -1957,276 -841,4300 376971,884 276971,88 1723,08 -5469,272 -3746310 538946,052 438946,05 2730,74 -9004,892 -6274320 823410,377 723410,38 4500,44 -12332,82 -7832330 1348748 1248748 7768,63 -15220,11 -7451340 2318817,03 2218817 13803,6 -17455,13 -3652350 3793951,79 3693951,8 22980,6 -18868,99 4111,6360 4716320,92 4616320,9 28718,8 -19352,81 9366370 6131217 6031217 37521 -18868,99 18652380 6131217 6031217 37521 -17455,13 20066390 4040630,71 3940630,7 24515,2 -15220,11 9295,1400 2567254,61 2467254,6 15349,1 -12332,82 3016,3410 1738945,62 1638945,6 10196,1 -9004,892 1191,2

27



420 1252003,51 1152003,5 7166,77 -5469,272 1697,5430 950585,759 850585,76 5291,61 -1957,276 3334,3440 755121,721 655121,72 4075,6 1323,392 5399450 623371,677 523371,68 3255,97 4207,132 7463,1460 531814,555 431814,56 2686,38 6583,43 9269,8470 466733,29 366733,29 2281,5 8402,976 10684480 419791,725 319791,73 1989,47 9676,404 11666490 385744,53 285744,53 1777,66 10466,01 12244500 361201,891 261201,89 1624,97 10871,7 12497510 343939,281 243939,28 1517,58 11012,97 12531520 332501,69 232501,69 1446,43 11009,43 12456530 325974,308 225974,31 1405,82 10962,17 12368540 315000 215000 1337,54 10938,54 12276550 305000 205000 1275,33 10962,17 12238560 290000 190000 1182,02 11009,43 12191570 270000 170000 1057,59 11012,97 12071580 260000 160000 995,382 10871,7 11867590 250000 150000 933,171 10466,01 11399600 240000 140000 870,959 9676,404 10547610 230000 130000 808,748 8402,976 9211,7620 220000 120000 746,537 6583,43 7330630 200000 100000 622,114 4207,132 4829,2640 210000 110000 684,325 1323,392 2007,7650 200000 100000 622,114 -1957,276 -1335660 190000 90000 559,902 -5469,272 -4909670 160000 60000 373,268 -9004,892 -8632680 150000 50000 311,057 -12332,82 -12022690 140000 40000 248,846 -15220,11 -14971700 110000 10000 62,2114 -17455,13 -17393710 110000 10000 62,2114 -18868,99 -18807720 110000 10000 62,2114 -19352,81 -19291

28



Forţele de inerţie

-20000

-15000

-10000

-5000

0

5000

10000

15000

20000

0 180 360 540 720

alfa [grd]

Fj [

N]

Fj

Graficul 6.1

Fg , F

-36000

-28000

-20000

-12000

-4000

4000

12000

20000

28000

36000

0 180 360 540 720

alfa [grd]

Fg

,F [

N]

F [N]

Fg [N]

Fg-forta de presiune a gazelorF-suma fortelor

Graficul 6.2

29



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

N = F tg [N] 4

B = F

[N]cos 5

Calculul fortelor N si B se face tabelar (vezi tabelul 6.2) si se reprezintã grafic curbele N=f(α) si B=f(α)(graficul.6.3).

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

T = B ( + ) = F( + )

sinsin

cos

6

Z = B ( + ) = F( + )

coscos

cos

7

Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor T si Z (vezi tab.6.2) se traseazã curbele T=f(α) si Z=f(α) (graficul.6.4).Forta tangentialã T este singura fortã care produce momentul motor. Expresia momentului motor este:

M = T R = F( + )

R [N m] sin

cos

8

Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor M (vezi tab.6.2) se traseazã curbele M=f(α) (graficul.6.5).

Tabelul 6.2alfa beta N B T Z Mgrd grd N N N N N*m

0 0 0 -19440 0 -19440 010 2,76476941 -915,42383 -18978 -4193,206 -18509 -218,04720 5,45164186 -1674,1824 -17622 -7573,011 -15912 -393,79730 7,98355615 -2146,8072 -15457 -9512,79 -12183 -494,66540 10,2854359 -2253,8204 -12623 -9709,896 -8065 -504,91550 12,2859109 -1980,032 -9305,1 -8237,607 -4327 -428,35660 13,9197486 -1377,0946 -5724,5 -5500,503 -1586 -286,02670 15,1309339 -552,79816 -2117,8 -2110,149 -179,8 -109,72880 15,8760815 351,61029 1285,32 1278,57 -131,6 66,485790 16,1276202 1191,3392 4288,82 4120,036 -1191 214,242

100 15,8760815 1847,5978 6753,96 6076,808 -2948 315,994110 15,1309339 2248,614 8614,53 7045,3 -4957 366,356120 13,9197486 2376,6217 9879,43 7116,273 -6853 370,046130 12,2859109 2260,2966 10622,2 6497,821 -8403 337,887140 10,2854359 1957,0629 10960,7 5433,013 -9519 282,517150 7,98355615 1532,3345 11032,8 4135,898 -10228 215,067

30



160 5,45164186 1042,3978 10972 2756,125 -10620 143,318170 2,76476941 525,17698 10887,7 1371,238 -10801 71,3044180 0 0 10851,4 0 -10851 0190 -2,7647694 -525,53395 10895,1 -1372,17 -10808 -71,3528200 -5,4516419 -1044,2321 10991,3 -2760,974 -10639 -143,571210 -7,9835561 -1537,9434 11073,2 -4151,037 -10266 -215,854220 -10,285436 -1970,0309 11033,4 -5469,013 -9583 -284,389230 -12,285911 -2285,652 10741,3 -6570,712 -8497 -341,677240 -13,919749 -2421,0406 10064,1 -7249,276 -6981 -376,962250 -15,130934 -2320,6844 8890,63 -7271,109 -5116 -378,098260 -15,876081 -1958,1899 7158,23 -6440,549 -3124 -334,909270 -16,12762 -1354,1783 4875,04 -4683,186 -1354 -243,526280 -15,876081 -584,22172 2135,64 -2124,422 -218,6 -110,47290 -15,130934 227,52395 -871,65 868,5078 -73,99 45,1624300 -13,919749 928,45902 -3859,5 3708,526 -1069 192,843310 -12,285911 1366,3693 -6421,2 5684,561 -2986 295,597320 -10,285436 1421,329 -7960,3 6123,361 -5086 318,415330 -7,9835561 1045,0553 -7524,4 4630,78 -5931 240,801340 -5,4516419 348,49506 -3668,2 1576,386 -3312 81,9721350 -2,7647694 -198,5565 4116,39 -909,5114 4014,7 -47,2946360 0 0 9365,97 0 9366 0370 2,76476941 900,74133 18673,8 4125,951 18212 214,549380 5,45164186 1915,0358 20157,1 8662,49 18201 450,449390 7,98355615 1303,6215 9386,08 5776,522 7398 300,379400 10,2854359 547,3648 3065,57 2358,154 1958,8 122,624410 12,2859109 259,42036 1219,14 1079,277 566,97 56,1224420 13,9197486 420,71026 1748,86 1680,435 484,41 87,3826430 15,1309339 901,60448 3454,08 3441,618 293,18 178,964440 15,8760815 1535,5078 5613,1 5583,61 -574,7 290,348450 16,1276202 2158,0111 7768,84 7463,1 -2158 388,081460 15,8760815 2636,3911 9637,42 8671,175 -4206 450,901470 15,1309339 2889,082 11068,2 9051,998 -6369 470,704480 13,9197486 2891,2792 12018,8 8657,302 -8337 450,18490 12,2859109 2666,398 12530,6 7665,268 -9913 398,594500 10,2854359 2267,7491 12700,8 6295,51 -11031 327,367510 7,98355615 1757,3874 12653,2 4743,335 -11730 246,653520 5,45164186 1188,7529 12512,5 3143,091 -12111 163,441530 2,76476941 597,27249 12382,4 1559,48 -12284 81,0929540 0 0 12276,1 0 -12276 0550 -2,7647694 -590,97117 12251,8 -1543,027 -12154 -80,2374560 -5,4516419 -1163,5185 12246,8 -3076,37 -11854 -159,971570 -7,9835561 -1692,8751 12188,7 -4569,211 -11300 -237,599580 -10,285436 -2153,4983 12060,9 -5978,338 -10475 -310,874

31



590 -12,285911 -2482,4879 11666,4 -7136,569 -9229 -371,102600 -13,919749 -2614,0669 10866,5 -7827,251 -7538 -407,017610 -15,130934 -2490,8502 9542,55 -7804,268 -5491 -405,822620 -15,876081 -2084,6881 7620,65 -6856,606 -3326 -356,543630 -16,12762 -1396,4125 5027,09 -4829,246 -1396 -251,121640 -15,876081 -571,00728 2087,34 -2076,37 -213,7 -107,971650 -15,130934 361,02782 -1383,1 1378,121 -117,4 71,6623660 -13,919749 1216,742 -5057,9 4860,009 -1401 252,72670 -12,285911 1879,775 -8833,9 7820,503 -4108 406,666680 -10,285436 2181,5683 -12218 9398,62 -7807 488,728690 -7,9835561 2099,692 -15118 9304,017 -11916 483,809700 -5,4516419 1659,9329 -17472 7508,555 -15776 390,445710 -2,7647694 908,2135 -18829 4160,178 -18363 216,329720 0 0 -19291 0 -19291 0

N,B

-20000

-15000

-10000

-5000

0

5000

10000

15000

20000

0 180 360 540 720

alfa [grd]

N,B

[N]

B [N]

N [N]

Forţa F aplicată în axa bolţului se descompune în două componente, una de sprijin, normală pe axa cilindrului (N) şi una după axa bielei (B)

Graficul 6.3

32



T,Z

-20000

-15000

-10000

-5000

0

5000

10000

15000

20000

0 180 360 540 720

alfa [grd]

T,Z

[N

]

În axa fusului maneton, forţa B se descompune în două componente, una radială (Z) şi una tangenţială (T)

T [N]

Z [N]

Graficul 6.4

Momentul motor

-500

-250

0

250

500

0 180 360 540 720

alfa [grd]

M [

N*m

]

M N*m

Graficul 6.5

33



Momentul total al motorului policilindric

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

Se stabileste variaþia momentului motor total functie de unghiul α de rotatie a arborelui cotit, precum si valoarea momentului mediu. Cu valoarea momentului mediu se calculeazã puterea dezvoltatã de motor care se comparã cu puterea obtinutã la calculul termic.Ca pozitie de pornire (α=0) se considerã pozitia corespunzãtoare p.m.s. a primului cilindru, aflat la admisie.

Alegerea ordinii de lucru

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

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

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

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

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

0 180 360 540 720

alfa 1 A C D E2 C D E A3 E A C D4 D E A C

Calculul momentului total al motorului

34



În timpul unui ciclu, cilindrii motorului parcurg în mod diferit fazele ciclului motor, în functie de ordinea de lucru aleasã si de geometria arborelui cotit.Pentru calculele ulterioare este necesarã atât determinarea momentului motor total cât si a momentelor de torsiune care solicitã fiecare fus palier în parte.

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

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

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

Momentul total al motoarelor cu cilindrii în linie

Calculul momentului total se exemplificã pe un motor cu 4 cilindri în linie, în 4 timpi.Unghiul de decalaj intre doua aprinderi succesive este dat de relatia :

φ - unghiul de decalajφ= 180 °

Insumarea momentelor

35



Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor M (vezi tab.6.3) se traseazã curbaM1-4=f(α) (graficul.6.6).

Rezultanta fortelor maneton

Rezultanta fortelor palier

Pe baza calculului tabelar al valorilor rezultantei fortelor din maneton Rm (vezi tab.6.4) si valorilor rezultantei fortelor din palier Rp (vezi tab.6.4) se traseazã curbele Rm=f(α) (graficul.6.7) si Rp=f(α) (graficul.6.8). Pe baza tabelului 6.4 se vor trasa si diagramele polare ale fusului maneton (graficul.6.9) respective fusului palier (graficul.6.10)

Tabelul 6.3

alfa M0-1 M1 M1-2 M2 M1-3 M3 M1-4 M4M med

[grd] N*m N*m N*m N*m N*m N*m N*m N*m N*m Pal 0-1 Pal 1-2 Pal 2-3 Pal 3-4

0 0 0 0 0 0 0 0 0 157,510 -218,05 -218 -298,28 -80,24 -369,637 -71,3528 -155,09 214,55 157,520 -393,8 -393,8 -553,77 -160 -697,339 -143,571 -246,89 450,45 157,530 -494,67 -494,7 -732,26 -237,6 -948,118 -215,854 -647,74 300,38 157,540 -504,91 -504,9 -815,79 -310,9 -1100,18 -284,389 -977,55 122,62 157,550 -428,36 -428,4 -799,46 -371,1 -1141,13 -341,677 -1085 56,122 157,560 -286,03 -286 -693,04 -407 -1070,01 -376,962 -982,62 87,383 157,570 -109,73 -109,7 -515,55 -405,8 -893,647 -378,098 -714,68 178,96 157,580 66,4857 66,486 -290,06 -356,5 -624,966 -334,909 -334,62 290,35 157,590 214,242 214,24 -36,879 -251,1 -280,405 -243,526 107,68 388,08 157,5

100 315,994 315,99 208,02 -108 97,5528 -110,47 548,45 450,9 157,5110 366,356 366,36 438,02 71,662 483,18 45,1624 953,88 470,7 157,5120 370,046 370,05 622,77 252,72 815,61 192,843 1265,8 450,18 157,5130 337,887 337,89 744,55 406,67 1040,15 295,597 1438,7 398,59 157,5140 282,517 282,52 771,24 488,73 1089,66 318,415 1417 327,37 157,5150 215,067 215,07 698,88 483,81 939,676 240,801 1186,3 246,65 157,5160 143,318 143,32 533,76 390,44 615,735 81,9721 779,18 163,44 157,5170 71,3044 71,304 287,63 216,33 240,339 -47,2946 321,43 81,093 157,5180 0 0 0 0 0 0 0 0 157,5190 -71,353 -71,35 -289,4 -218 -74,8501 214,549 -155,09 -80,24 157,5200 -143,57 -143,6 -537,37 -393,8 -86,9178 450,449 -246,89 -160 157,5210 -215,85 -215,9 -710,52 -494,7 -410,14 300,379 -647,74 -237,6 157,5

36



220 -284,39 -284,4 -789,3 -504,9 -666,679 122,624 -977,55 -310,9 157,5230 -341,68 -341,7 -770,03 -428,4 -713,91 56,1224 -1085 -371,1 157,5240 -376,96 -377 -662,99 -286 -575,606 87,3826 -982,62 -407 157,5250 -378,1 -378,1 -487,83 -109,7 -308,861 178,964 -714,68 -405,8 157,5260 -334,91 -334,9 -268,42 66,486 21,9249 290,348 -334,62 -356,5 157,5270 -243,53 -243,5 -29,284 214,24 358,797 388,081 107,68 -251,1 157,5280 -110,47 -110,5 205,52 315,99 656,425 450,901 548,45 -108 157,5290 45,1624 45,162 411,52 366,36 882,222 470,704 953,88 71,662 157,5300 192,843 192,84 562,89 370,05 1013,07 450,18 1265,8 252,72 157,5310 295,597 295,6 633,48 337,89 1032,08 398,594 1438,7 406,67 157,5320 318,415 318,41 600,93 282,52 928,298 327,367 1417 488,73 157,5330 240,801 240,8 455,87 215,07 702,521 246,653 1186,3 483,81 157,5340 81,9721 81,972 225,29 143,32 388,731 163,441 779,18 390,44 157,5350 -47,295 -47,29 24,01 71,304 105,103 81,0929 321,43 216,33 157,5360 0 0 0 0 0 0 0 0 157,5370 214,549 214,55 143,2 -71,35 62,9592 -80,2374 -155,09 -218 157,5380 450,449 450,45 306,88 -143,6 146,908 -159,971 -246,89 -393,8 157,5390 300,379 300,38 84,525 -215,9 -153,074 -237,599 -647,74 -494,7 157,5400 122,624 122,62 -161,76 -284,4 -472,638 -310,874 -977,55 -504,9 157,5410 56,1224 56,122 -285,55 -341,7 -656,656 -371,102 -1085 -428,4 157,5420 87,3826 87,383 -289,58 -377 -696,597 -407,017 -982,62 -286 157,5430 178,964 178,96 -199,13 -378,1 -604,956 -405,822 -714,68 -109,7 157,5440 290,348 290,35 -44,561 -334,9 -401,104 -356,543 -334,62 66,486 157,5450 388,081 388,08 144,56 -243,5 -106,565 -251,121 107,68 214,24 157,5460 450,901 450,9 340,43 -110,5 232,46 -107,971 548,45 315,99 157,5470 470,704 470,7 515,87 45,162 587,529 71,6623 953,88 366,36 157,5480 450,18 450,18 643,02 192,84 895,744 252,72 1265,8 370,05 157,5490 398,594 398,59 694,19 295,6 1100,86 406,666 1438,7 337,89 157,5500 327,367 327,37 645,78 318,41 1134,51 488,728 1417 282,52 157,5510 246,653 246,65 487,45 240,8 971,263 483,809 1186,3 215,07 157,5520 163,441 163,44 245,41 81,972 635,858 390,445 779,18 143,32 157,5530 81,0929 81,093 33,798 -47,29 250,128 216,329 321,43 71,304 157,5540 0 0 0 0 0 0 0 0 157,5550 -80,237 -80,24 134,31 214,55 -83,7346 -218,047 -155,09 -71,35 157,5560 -159,97 -160 290,48 450,45 -103,318 -393,797 -246,89 -143,6 157,5570 -237,6 -237,6 62,78 300,38 -431,885 -494,665 -647,74 -215,9 157,5580 -310,87 -310,9 -188,25 122,62 -693,164 -504,915 -977,55 -284,4 157,5590 -371,1 -371,1 -314,98 56,122 -743,335 -428,356 -1085 -341,7 157,5600 -407,02 -407 -319,63 87,383 -605,661 -286,026 -982,62 -377 157,5610 -405,82 -405,8 -226,86 178,96 -336,586 -109,728 -714,68 -378,1 157,5620 -356,54 -356,5 -66,196 290,35 0,28991 66,4857 -334,62 -334,9 157,5630 -251,12 -251,1 136,96 388,08 351,202 214,242 107,68 -243,5 157,5640 -107,97 -108 342,93 450,9 658,924 315,994 548,45 -110,5 157,5

37



650 71,6623 71,662 542,37 470,7 908,722 366,356 953,88 45,162 157,5660 252,72 252,72 702,9 450,18 1072,95 370,046 1265,8 192,84 157,5670 406,666 406,67 805,26 398,59 1143,15 337,887 1438,7 295,6 157,5680 488,728 488,73 816,09 327,37 1098,61 282,517 1417 318,41 157,5690 483,809 483,81 730,46 246,65 945,529 215,067 1186,3 240,8 157,5700 390,445 390,44 553,89 163,44 697,204 143,318 779,18 81,972 157,5710 216,329 216,33 297,42 81,093 368,727 71,3044 321,43 -47,29 157,5720 0 0 0 0 0 0 0 0 157,5

Insumarea momentelor

-1000

-800

-600

-400

-200

0

200

400

600

800

1000

0 180 360 540 720

alfa [grd]

M1-

4 [

N*m

]

Graficul 6.6

Rm med= 8280.85 N

Tabelul 6.4alfa T Z Rm T1 Z1 alfa T2 Z2 T1/2grd. N N N N N [grd] N N N

0 0 -19440 19440 0 -19440 540 0 -12276 010 -4193 -18509 18978 -4193 -18509 550 -1543 -12154 -209720 -7573 -15912 17622 -7573 -15912 560 -3076,4 -11854 -378730 -9513 -12183 15457 -9513 -12183 570 -4569,2 -11300 -475640 -9710 -8065 12623 -9710 -8065 580 -5978,3 -10475 -4855

38



50 -8238 -4327 9305,1 -8238 -4327 590 -7136,6 -9229 -411960 -5501 -1586 5724,5 -5501 -1586 600 -7827,3 -7538 -275070 -2110 -179,8 2117,8 -2110 -179,8 610 -7804,3 -5491 -105580 1279 -131,6 1285,3 1279 -131,6 620 -6856,6 -3326 639,390 4120 -1191 4288,8 4120 -1191 630 -4829,2 -1396 2060

100 6077 -2948 6754 6077 -2948 640 -2076,4 -213,7 3038110 7045 -4957 8614,5 7045 -4957 650 1378,1 -117,4 3523120 7116 -6853 9879,4 7116 -6853 660 4860 -1401 3558130 6498 -8403 10622 6498 -8403 670 7820,5 -4108 3249140 5433 -9519 10961 5433 -9519 680 9398,6 -7807 2717150 4136 -10228 11033 4136 -10228 690 9304 -11916 2068160 2756 -10620 10972 2756 -10620 700 7508,6 -15776 1378170 1371 -10801 10888 1371 -10801 710 4160,2 -18363 685,6180 0 -10851 10851 0 -10851 720 0 -19291 0190 -1372 -10808 10895 -1372 -10808 10 -4193,2 -18509 -686,1200 -2761 -10639 10991 -2761 -10639 20 -7573 -15912 -1380210 -4151 -10266 11073 -4151 -10266 30 -9512,8 -12183 -2076220 -5469 -9583 11033 -5469 -9583 40 -9709,9 -8065 -2735230 -6571 -8497 10741 -6571 -8497 50 -8237,6 -4327 -3285240 -7249 -6981 10064 -7249 -6981 60 -5500,5 -1586 -3625250 -7271 -5116 8890,6 -7271 -5116 70 -2110,1 -179,8 -3636260 -6441 -3124 7158,2 -6441 -3124 80 1278,6 -131,6 -3220270 -4683 -1354 4875 -4683 -1354 90 4120 -1191 -2342280 -2124 -218,6 2135,6 -2124 -218,6 100 6076,8 -2948 -1062290 868,5 -73,99 871,65 868,5 -73,99 110 7045,3 -4957 434,3300 3709 -1069 3859,5 3709 -1069 120 7116,3 -6853 1854310 5685 -2986 6421,2 5685 -2986 130 6497,8 -8403 2842320 6123 -5086 7960,3 6123 -5086 140 5433 -9519 3062330 4631 -5931 7524,4 4631 -5931 150 4135,9 -10228 2315340 1576 -3312 3668,2 1576 -3312 160 2756,1 -10620 788,2350 -909,5 4014,7 4116,4 -909,5 4014,7 170 1371,2 -10801 -454,8360 0 9366 9366 0 9366 180 0 -10851 0370 4126 18212 18674 4126 18212 190 -1372,2 -10808 2063380 8662 18201 20157 8662 18201 200 -2761 -10639 4331390 5777 7398 9386,1 5777 7398 210 -4151 -10266 2888400 2358 1958,8 3065,6 2358 1958,8 220 -5469 -9583 1179410 1079 566,97 1219,1 1079 566,97 230 -6570,7 -8497 539,6420 1680 484,41 1748,9 1680 484,41 240 -7249,3 -6981 840,2430 3442 293,18 3454,1 3442 293,18 250 -7271,1 -5116 1721440 5584 -574,7 5613,1 5584 -574,7 260 -6440,5 -3124 2792450 7463 -2158 7768,8 7463 -2158 270 -4683,2 -1354 3732460 8671 -4206 9637,4 8671 -4206 280 -2124,4 -218,6 4336470 9052 -6369 11068 9052 -6369 290 868,51 -73,99 4526

39



480 8657 -8337 12019 8657 -8337 300 3708,5 -1069 4329490 7665 -9913 12531 7665 -9913 310 5684,6 -2986 3833500 6296 -11031 12701 6296 -11031 320 6123,4 -5086 3148510 4743 -11730 12653 4743 -11730 330 4630,8 -5931 2372520 3143 -12111 12512 3143 -12111 340 1576,4 -3312 1572530 1559 -12284 12382 1559 -12284 350 -909,51 4014,7 779,7540 0 -12276 12276 0 -12276 360 0 9366 0550 -1543 -12154 12252 -1543 -12154 370 4126 18212 -771,5560 -3076 -11854 12247 -3076 -11854 380 8662,5 18201 -1538570 -4569 -11300 12189 -4569 -11300 390 5776,5 7398 -2285580 -5978 -10475 12061 -5978 -10475 400 2358,2 1958,8 -2989590 -7137 -9229 11666 -7137 -9229 410 1079,3 566,97 -3568600 -7827 -7538 10866 -7827 -7538 420 1680,4 484,41 -3914610 -7804 -5491 9542,5 -7804 -5491 430 3441,6 293,18 -3902620 -6857 -3326 7620,7 -6857 -3326 440 5583,6 -574,7 -3428630 -4829 -1396 5027,1 -4829 -1396 450 7463,1 -2158 -2415640 -2076 -213,7 2087,3 -2076 -213,7 460 8671,2 -4206 -1038650 1378 -117,4 1383,1 1378 -117,4 470 9052 -6369 689,1660 4860 -1401 5057,9 4860 -1401 480 8657,3 -8337 2430670 7821 -4108 8833,9 7821 -4108 490 7665,3 -9913 3910680 9399 -7807 12218 9399 -7807 500 6295,5 -11031 4699690 9304 -11916 15118 9304 -11916 510 4743,3 -11730 4652700 7509 -15776 17472 7509 -15776 520 3143,1 -12111 3754710 4160 -18363 18829 4160 -18363 530 1559,5 -12284 2080720 0 -19291 19291 0 -19291 540 0 -12276 0

Z1/2 T2/2 Z2/2 T' Z'Rm med Rp

Rp med

N N N N N N N N-9720 0 -6138 -3582 -8E-13 9612,2 3581,9 5092,3-9255 -771,5134 -6077 -3177 1325,1 9612,2 3442,7 5092,3-7956 -1538,185 -5927 -2029 2248,3 9612,2 3028,3 5092,3-6092 -2284,605 -5650 -441,6 2471,8 9612,2 2510,9 5092,3-4033 -2989,169 -5237 1204,7 1865,8 9612,2 2220,9 5092,3-2164 -3568,285 -4614 2450,8 550,52 9612,2 2511,8 5092,3-792,8 -3913,626 -3769 2976 -1163 9612,2 3195,3 5092,3-89,88 -3902,134 -2746 2655,7 -2847 9612,2 3893,4 5092,3-65,79 -3428,303 -1663 1597,1 -4068 9612,2 4369,9 5092,3-595,7 -2414,623 -698,2 102,54 -4475 9612,2 4475,8 5092,3-1474 -1038,185 -106,8 -1367 -4077 9612,2 4299,7 5092,3-2479 689,0604 -58,7 -2420 -2834 9612,2 3726,3 5092,3-3426 2430,005 -700,5 -2726 -1128 9612,2 2950,2 5092,3-4201 3910,252 -2054 -2147 661,34 9612,2 2246,8 5092,3-4760 4699,31 -3903 -856,3 1982,8 9612,2 2159,8 5092,3

40



-5114 4652,008 -5958 843,7 2584,1 9612,2 2718,3 5092,3-5310 3754,278 -7888 2578,1 2376,2 9612,2 3506,1 5092,3-5401 2080,089 -9182 3781,2 1394,5 9612,2 4030,1 5092,3-5426 0 -9645 4219,6 -1E-12 9612,2 4219,6 5092,3-5404 -2096,603 -9255 3850,4 -1411 9612,2 4100,6 5092,3-5319 -3786,506 -7956 2636,4 -2406 9612,2 3569,3 5092,3-5133 -4756,395 -6092 958,66 -2681 9612,2 2847,1 5092,3-4791 -4854,948 -4033 -758,5 -2120 9612,2 2252 5092,3-4249 -4118,803 -2164 -2085 -833,4 9612,2 2245,3 5092,3-3490 -2750,251 -792,8 -2698 874,39 9612,2 2835,8 5092,3-2558 -1055,075 -89,88 -2468 2580,5 9612,2 3570,8 5092,3-1562 639,2852 -65,79 -1496 3859,6 9612,2 4139,4 5092,3-677,1 2060,018 -595,7 -81,42 4401,6 9612,2 4402,4 5092,3-109,3 3038,404 -1474 1364,5 4100,6 9612,2 4321,7 5092,3-36,99 3522,65 -2479 2441,6 3088,4 9612,2 3937 5092,3-534,5 3558,137 -3426 2891,9 1703,9 9612,2 3356,5 5092,3-1493 3248,911 -4201 2708,3 406,63 9612,2 2738,7 5092,3-2543 2716,506 -4760 2216,6 -345,2 9612,2 2243,3 5092,3-2965 2067,949 -5114 2148,8 -247,4 9612,2 2163 5092,3-1656 1378,062 -5310 3654 589,87 9612,2 3701,3 5092,3

2007,3 685,619 -5401 7407,9 1140,4 9612,2 7495,1 5092,34683 0 -5426 10109 -7E-13 9612,2 10109 5092,3

9106,1 -686,085 -5404 14510 -2749 9612,2 14768 5092,39100,4 -1380,487 -5319 14420 -5712 9612,2 15510 5092,3

3699 -2075,519 -5133 8831,8 -4964 9612,2 10131 5092,3979,39 -2734,507 -4791 5770,7 -3914 9612,2 6972,6 5092,3283,49 -3285,356 -4249 4532,1 -3825 9612,2 5930,5 5092,3242,2 -3624,638 -3490 3732,7 -4465 9612,2 5819,6 5092,3

146,59 -3635,555 -2558 2704,6 -5356 9612,2 6000,5 5092,3-287,3 -3220,275 -1562 1274,7 -6012 9612,2 6145,7 5092,3-1079 -2341,593 -677,1 -401,9 -6073 9612,2 6086,4 5092,3-2103 -1062,211 -109,3 -1994 -5398 9612,2 5754,2 5092,3-3185 434,2539 -36,99 -3148 -4092 9612,2 5162,3 5092,3-4168 1854,263 -534,5 -3634 -2474 9612,2 4396,4 5092,3-4956 2842,281 -1493 -3463 -990,4 9612,2 3602 5092,3-5515 3061,681 -2543 -2972 -86,07 9612,2 2973,4 5092,3-5865 2315,39 -2965 -2900 -56,28 9612,2 2900,5 5092,3-6056 788,1928 -1656 -4400 -783,4 9612,2 4468,7 5092,3-6142 -454,7557 2007,3 -8149 -1234 9612,2 8242,2 5092,3-6138 0 4683 -10821 6E-13 9612,2 10821 5092,3-6077 2062,976 9106,1 -15183 2834,5 9612,2 15446 5092,3-5927 4331,245 9100,4 -15027 5869,4 9612,2 16133 5092,3-5650 2888,261 3699 -9349 5172,9 9612,2 10685 5092,3

41



-5237 1179,077 979,39 -6217 4168,2 9612,2 7484,9 5092,3-4614 539,6385 283,49 -4898 4107,9 9612,2 6392,6 5092,3-3769 840,2175 242,2 -4011 4753,8 9612,2 6219,9 5092,3-2746 1720,809 146,59 -2892 5622,9 9612,2 6323,2 5092,3-1663 2791,805 -287,3 -1376 6220,1 9612,2 6370,4 5092,3-698,2 3731,55 -1079 380,8 6146,2 9612,2 6158 5092,3-106,8 4335,587 -2103 1996,2 5373,8 9612,2 5732,5 5092,3-58,7 4525,999 -3185 3125,9 3836,9 9612,2 4949,1 5092,3

-700,5 4328,651 -4168 3468 1898,6 9612,2 3953,7 5092,3-2054 3832,634 -4956 2902,2 -77,62 9612,2 2903,2 5092,3-3903 3147,755 -5515 1611,9 -1552 9612,2 2237,3 5092,3-5958 2371,667 -5865 -92,59 -2280 9612,2 2282,2 5092,3-7888 1571,545 -6056 -1833 -2183 9612,2 2850 5092,3-9182 779,7398 -6142 -3040 -1300 9612,2 3306,2 5092,3-9645 0 -6138 -3507 -8E-13 9612,2 3507,3 5092,3

Rm

0

2000

4000

6000

8000

10000

12000

14000

16000

18000

20000

0 180 360 540 720

alfa [grd]

Rm

[N

]

Rm med

Rm [N]

Rm med [N]

Rm-forta rezultanta

Graficul 6.7

42



0

5000

10000

15000

0 180 360 540 720

Rp [N]

Rp med [N]

alfa [grd]

Rezultanta fortelor la palier

Rp [N]

Rp med [N]

43



Graficul 6.8

Diagrama polara a fusului maneton

-20000

-15000

-10000

-5000

0

5000

10000

15000

20000

-20000 -15000 -10000 -5000 0 5000 10000 15000 20000Z [N]

T [N]

T [N]

Z [N]

Graficul 6.9

Diagrama polara a fusului palier

-15000

-10000

-5000

0

5000

10000

15000

-15000 -10000 -5000 0 5000 10000 15000

T' [N]

T' [N]

Z' [N] Z' [N]

44



Graficul 6.10

45



2.11 CARACTERISTICA EXTERNA

Curba puterii

Se alege: Ce= 0,6 coeficient de elasticitate Ca= 1,16 coeficient de adaptabilitate

2400 rot/min

0,8

1,2

-1

[kw]

Curba cuplului

N*m

382,1656 Nm

418,6667

46



Consumul specific

[g/kw*h]

Cmin= 292 [g/kw*h]

Consumul orar

[kg/h]

n[rot/min] Pe[kw] Me[N*m] ce[g/kw*h] Ce[kg/h]1000 19,4531 198,2484 210,1462 4,0881100 21,7465 201,4729 206,7828 4,49681200 24,075 204,4586 203,7632 4,90561300 26,4316 207,2054 201,0621 5,31441400 28,8094 209,7134 198,6576 5,72321500 31,2012 211,9825 196,5311 6,1321600 33,6 214,0127 194,6667 6,54081700 35,9988 215,8041 193,0507 6,94961800 38,3906 217,3567 191,6718 7,35841900 40,7684 218,6704 190,5203 7,76722000 43,125 219,7452 189,5884 8,1762100 45,4535 220,5812 188,8699 8,58482200 47,7469 221,1783 188,36 8,99362300 49,998 221,5366 188,0553 9,40242400 52,2 221,6561 187,954 9,81122500 54,3457 221,5366 188,0553 10,222600 56,4281 221,1783 188,36 10,62882700 58,4402 220,5812 188,8699 11,03762800 60,375 219,7452 189,5884 11,44642900 62,2254 218,6704 190,5203 11,85523000 63,9844 217,3567 191,6718 12,2643100 65,6449 215,8041 193,0507 12,67283200 67,2 214,0127 194,6667 13,08163300 68,6426 211,9825 196,5311 13,49043400 69,9656 209,7134 198,6576 13,89923500 71,1621 207,2054 201,0621 14,3083600 72,225 204,4586 203,7632 14,71683700 73,1473 201,4729 206,7828 15,1256

47



3800 73,9219 198,2484 210,1462 15,53443900 74,5418 194,785 213,8827 15,94324000 75 191,0828 218,0267 16,3524100 0 0 250 5,26

48



0

50

100

150

200

250

100011

0012

0013

0014

0015

0016

0018

0019

0020

0021

0022

0023

0024

0025

0026

0027

0028

0029

0030

0031

0032

0033

0034

0035

0036

0037

0038

0039

0040

0041

00

Me[

Nm

],ce

0

10

20

30

40

50

60

70

80

Pe[

Kw

], C

e

Caracteristica externaPe

Ce

Me

ce

49



CAP.3 CALCULUL DE REZISTENTA AL PIESELOR MOTORULUI

3.1 Calculul cilindrilor motorului

Se alege varianta construirii cu camasi umede.In timpul functionarii peretii cilindrului sunt solicitati de forta de presiune a dazelor, forta normala de sprijin a pistonului si dilatari.

Pentru a raspunde cerintelor impuse camasilor de cilindru (rezistenta sporita la uzura, obtinerea unor suprafete cu rugozitate optima si cu o abatere minima de la forma cilindrica), aceasta se realizeaza din materiale cu rezistenta sporita la uzura ( fonta aliata cu Cr, Ni, Mo, Cu, Ti) carora li se aplica tratamente termice si termodinamice (acoperirea cu strat de cupu poros cu grosime de 0,05 … 0,25 mm).Se va alege fonta aliata cu crom avand duritatea = 270 HBRezistenta la incovoiere minima= 4200000 N/m2

Calculul cilindrului cu camasa umeda

În timpul funcţionării pereţii cilindrului sunt solicitatţi de forţa de presiune a gazelor, forţa normală de sprijin a pistonului şi dilatării.grosimea pereţilor:

6 mm (3.1)Dimensionarea peretelui cilindrului se poate realiza şi din relaţia tensiunilor în plan longitudinal

44731526,1 N/mm2 (3.2)

pg - presiunea maximă a gazelor [N/mm2]Pgmax= 6031217 N/m2

50



Figura 3.1 Schema dispunerii fortelor pentru calculul cãmãsii de cilindru

Tensiunea de întindere în secţiunea transversală

23,873567 N/mm2 (3.3)

96 mm (3.4)

Tensiunea de incovoiere

2,9689731 N/mm2 (3.5)

83683,48 mm2 (3.6)

N= 2889 Nh= 86 mm

N - forta normalã pe peretele cilindrului [Nm];h - distanta din P.M.I. pânã la axa boltului [mm].

Tensiunea totala

51



26,84254 N/mm2 (3.7)

Dimensiunile principale ale elementelor de etansare sunt trecute in tabelul 3.1Tabelul 3.1

Di b t101 4,2 2,5

Fig.3.2

3.2 Calculul pistonului

Pistonul este reperul mecanismului motor, care îndeplineste urmãtoarele functii: transmite bielei,prin intermediul boltului, forta de presiune a gazelor; transmite cilindrului reactiunea normalã, produsã de bielã; etanseazã, împreunã cu segmentii, camera de ardere; evacueazã o parte din cãldura degajatã în procesul de ardere; contribuie la dirijarea gazelor în cilindru; are rolul de a asigura distributia amestecului gazos, în cazul motorului în doi timpi; în cazul motorului cu aprindere prin compresie, poate influenþa favorabil randamentul

arderii prin participarea sa la procesul de formare a amestecului; contine, partþial sau integral, camera de ardere; împreunã cu segmenþii si peretele cilindrului controleazã grosimea filmului de ulei si

deci consumul de ulei.In timpul functionarii pistonului, vanind in contact cu gazele fierbinti la o presiune de 50 … 100

N/mm2, este supus unor intense solicitari termice si mecanice.Se alege piston cu cap plat,datorita simplitatii constructive si suprafetelor minime de schimb de

caldura. -Pistonul se face din aliaj de Al pe baza de Si din grupa aliajelor eutectice. -Marca aliajului: ATC Si12CuMgNi. -Starea: aliaj pentru turnarea in cochila. -Elementul de aliere de baza: SI 12%. -Densitatea: r=0,68...2,70 [Kg/dm^3]. -Conductivitatea termica: a=20,5...21,5 [1/K].

52



-Modulul de elasticitate: E=1500 [daN/mm^2]. -Duritatea Brinell: 90...120 HB la 293 [K] 70...90 HB la 423 [K] 30...40 HB la 523 [K] -Rezistenta la rupere la tractiune: 20...25 [daN/cm^2] la 293 [K] 18...23 [daN/cm^2] la 423[K] 10...15 [daN/cm^2] la 523 [K] -Alungirea relativa: Asmin=0,3% -Rezistenta la rupere la obiseala: 8...12 [daN/cm^2] la 293 [K] 5 [daN/cm^2] la 523 [K]

Dimensionarea pistonului.

53



Fig.3.1.1 Elementele de calcul ale pistonului

Grosimea mantalei pistonului: g= 4 mm=

Grosimea capului pistonului: 11,57 mm

Grosimea flancului: 3,56 mm

Lungimea pistonului: 89 mm

Lungimea mantalei: 63,19 mm

Diametrul bosajelor: 44,5 mm

Distanta dintre bosaje: 27,59 mm

Inaltimea protectiei segmentului de foc: 8,9 mm

Diametrul interior: 80,1 mm

54



Verificarea pistonului

Efortul unitar de incovoiere la extremitatea capului pistonului:Capul pistonului se considera o placa circulara, liber sprijinita pe un contur inelar, incarcata cu sarcina uniform repartizata, data de Pgmax.

72,267541 N/mm2 (3.8)

σia=(25 … 60) N/mm2

Efortul unitar in sectiunea c-c:

Solicitarea de comprimare:

612,47782 N/mm2 (3.9)

6221,1389 mm2 (3.10)

Dc-c= 78 mm

61,261057 mm2 (3.11)

Ap- aria capului pistonuluiAc-c - aria sectiunii pistonului in zona segmentului de ungereDc-c - diametrul pistonului in zona segmentului de ungere

Calculul zonei port - segmenti.

Umărul canalului pentru segment este supus la solicitări de încovoiere şi forfecare de către forţa de presiune a gazelor scăpate prin interstiţiul dintre piston şi cămaşa cilindrului, care acţionează asupra segmentului.Grosimea flancului:hcc= 3 mm pentru segmentii de compresie hcu= 5 mm pentru segmentul de ungere

55



Umarul canalului pentru segment este supus la solicitari de incovoiere si forfecare de catre forta de presiune a gazelor scapate prin interstitiile dintre piston si camasa cilindrului,care actioneaza asupra segmentului:

Efortul unitar de incovoiere este:

44.5 mm (3.12)

35.6 mm (3.13)

Pentru segmenti de compresie

121025617 N/mm2 (3.14)

Pentru segmenti de ungere

36007622 N/mm2 (3.15)

σic, σiu<σia= (5,5 ,,, 6,5)*107 N/mm2

Efortul unitar la forfecare este:

4583724,9 N/mm2 (3.16)

Efortul unitar echivalent:

121372328 N/mm2 (3.17)

37156304 N/mm2 (3.18)

Rp – raza pistonului

56



În regiunea port-segment, secţiunea din dreptul segmentului de ungere este redusă din cauza orificiilor pentru evacuarea uleiului.Ea se verifică la compresie:

612477819 N/mm2 (3.19)

AC - aria secţiunii reduse

Presiunea specifica pe manta

Presiunea specifică pe mantaua pistonului pentru a preveni întreruperea pelicului de ulei, nu trebuie să depăşească o anumită valoare determinată convenţional:

0,7005686 N/mm2 (3.20)

Nmax= 2889,082 N

LN - lungimea mantalei

Aev - aria suprafeţei evazate proiectată pe un plan normal pe axa bolţului

Aev = 1500 mm2

-jocul relativ in stare calda dintre piston si cilindru trebiie sa fie:

fs=0,002...0,003 ; fi=0,001...0,002

se adopta fs=0,0025 - in zona superioara a pistonului

se adopta fi=0,0015 - in zona inferioara a pistonului

Ds=fs*D=0,0025*89= 0,2225 mm Di=fi*D=0,0015*89= 0,1335 mm

3.3 Calculul boltului de piston

Proiectarea bolţului trebuie să satisfacă cerinţele privind obţinerea unei mase cât mai reduse şi o rigiditate sufiecientă pentru funcţionarea mecanismului motor. Se alege solutia constructiva cu bolt fix in biela si flotant in piston.

57



Boltul se confectioneaza din otel aliat: 34 Cr Al 6.

Fig.3.3.1 Dimensiunile boltului

Dimensiunile boltului:

Diametrul exterior: 30,26 mm

Diametrul interior: 18,156 mm

Lungimea boltului: 78,32 mm

Lungimea de contact cu piciorul bielei: 27,59 mm

Parametrul: 0,6

Verificarea la uzura

Rezistenţa la uzură poate fi apreciată după mărimea valorilor presiunilor specifice în piciorul bielei (pb) şi în umerii pistonului (pp).Schema de calcul este arãtatã în fig.10.4.

58



Fig.3.3.2 Schema de calcul a boltului

Fgmax= 37521 N - forta gazelorFjmax= 11012,97 N - forta de inertie

Presiunea in locasul din piston:

10,239393 N/mm2 (3.21)

pap=(25 … 54) N/mm2

Presiunea in piciorul bielei:

58,133329 N/mm2 (3.22)

pab=(40 … 90) N/mm2

Verificarea la incovoiere

Efortul unitar maxim la incovoiere:

181,311299 N/mm2 (3.23)

59



48533,97 N (3.24)

Efortul unitar minim la incovoiere:

5,05343826 N/mm2 (3.25)

Fgmin= 29,33 N

Fjmin= 1323,39 N

1352,72 N (3.26)

0.6

σia=(340 … 360) N/mm2

Coeficientul de siguranta

Pentru boltul fix cu ciclul asimetric:

2,0687228 (3.27)

βk= 1 coeficientul efectiv de concentrare la sarcina variabilaε= 0.85 factor dimensionalγ= 1.2 factor bolt calit

93,182369 N/mm2 (3.28)

60



88,128931 N/mm2 (3.29)

coeficientul tensiunilor

0,4285714 (3.30)

rezistenta la oboseala dupa ciclul pulsator de incovoiere

476 N/mm2 (3.31)

σ-1= 340 N/mm2

Verificarea la forfecare

Efortul unitar la forfecare se determina in sectiunile amplasate in jocurile dintre partile frontale ale bosajelor pisonului si a bucsei.

101,45281 N/mm2 (3.32)

τa= (150 … 220) N/mm2

Verificarea la ovalizare

Pentru a se studia ovalizarea se consideră bolţul ca o grindă curbă în secţiune transversală încărcată cu o sarcină distribuită sinusoidal (p = p0sinφ).

61



Fig.3.3.3 Repartitia sarcinii, Variaþia tensiunilor unitare de ovalizare în bolt(a) si valorile mãrimilor K, 1, 2, 3,4 (b)

pentru φ= 90

0,3185 (3.33)

-0,0875

12,104 mm (3.34)

62



3,026 mm (3.35)

1,4976 (3.36)

η2=10.5 η4=12.5

18470,703 N/mm2 (3.37)

16738153 N/mm2 (3.38)

pentru φ=0

0,5 (3.39)

0,094

12,104

3,026

1,4976

η1=17.1

η3=7

63



22897793 N/mm2

9373365,6 N/mm2

Prin ovalizare se mareste diametrul boltului cu Δδ si se produce griparea

0,0004825 (3.40)

E=21000000 N/mm2

0,007565

Δ'=0,0005*deb= 0,01513

Calculul jocului la montaj

Jocurile boltului depind de tipul imbinarii cu pistonul si bielaJocul in bosajele pistonului:

-0,0296548 (3.41)

tb= 150 °C temperatura boltului

tp= 160 °C temperatura pistonului

t0= 22 °C temperatura mediului ambiant

αb=αpl= 0,00001 1/k

αp=αAL= 0,00002 1/k

3.4 CALCULUL SEGMENTILOR

Segmenti au rolul de a realiza etansarea camerei de ardere, de a uniformiza

64



pelicula de ulei de pe oglinda cilindrului si de a transmite cilindrului o parte din caldura preluata de piston de la gazele fierbinti.

Segmenti de compresie indeplinesc functia de etansare a camerei de ardere,iar cei de ungere regleaza cantitatea de ulei pe suprafata cilindrului si transmit caldura de la piston la cilindru.

Solutiile adoptate in proiectarea segmentului trebuie sa tina seama de cerintele impuse de siguranta in functionare, durabilitatea ridicata, eficienta etansarii si pretul de cost. Se adopta fonta aliata cu grafit nodular avand urmatoarele caracteristici: - duritatea 300 …380 HB - σr> 500 N/mm2

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

Calculul segmentului urmareste urmatoarele obiective:

Sa se stabileasca forma in stare libera si marimea fantei astfel incat,prin strangere pe cilindru, segmentul sa dezvolte o repartitie de presiune determinata. Sa se stabilesca cele doua dimensiuni de baza lae segmentului,t si b.Sa se verificeca tensiunile care apar in segment la deschiderea lui pentru montaj sa nu depaseasca limita admisibila.Sa verifice fanta la cald pentru a preveni unirea capetelor in timpul functionarii.

Presiunea medie elastica:

0,17499521 N/mm2 (3.42)

coeficientul ce depinde de forma epurei de presiune a segmentului:

g=0.196

modulul de elasticitate:

E= 210000 N/mm2

distanta inte capete, masurata pe fibra medie in stare libera:

S0= 14 mmpentru D=( 50 - 100 ) mm avem:S0-deschiderea segmentului in stare libera la nivelul fibrei medii.t - grosimea segmentului.

65



3,0689655 mm

S0=t*3,5= 10,741379 mm

Grosimea radiala a segmentilor

Se obtine din relatia de calcul a rezistentei cu ecuatia lui Navier.

M - momentul încovoietor maxim al segmentului [N/m];W - modul de rezistenþã al secþiunii [m3].

3,165502511 mm (3.43)

tensiunea admisibila σa= 350 N/mm2

coeficientul: km= 1,742inaltimea radiala a segmentului: pentru segmentii de etansare: b=(1,5-4)mm Se adopta: b=3 mmpentru segmentii de ungere: B=(3,5-6,5)mm Se adopta: B=5 mm

Tensiunea maxima:

483,2696518 N/mm2 (3.44)

Tensiunea de montare pe piston:

La montaj,prin desfacerea segmentului, in sectiunea opusa, capetelor apar tensiuni unitare maxime, care trebuie verificate in scopul prevenirii ruperilor:

66



129,145991 N/mm2 (3.45)

m - coeficient care depinde de metoda de montare pe pistonm= 2 montaj cu ajutorul clestelui

Fig.3.4.1. Scheme de aplicare a forţei de desfacere a segmentului

Verificarea segmentului in canal

Verificarea segmentului la dilatare se rezuma la determinarea rostului la montaj (D3) in vederea evitarii pericolului unui impact al capetelor cu dilatarea, sau a unui rost prea mare care ar periclita etansarea.

primul segment de compresie:

al doilea segment de compresie:

67



segmentul de ungere:

Jocul la capetele segmentului

0,165398254 mm (3.46)

coeficientul de dilatare al segmentului:

coeficientul de dilatare al cilindrului:

Se adopta:

incalzirea segmentului:

Δts= 150 K

Δtc= 100 K

primul segment de compresie:

Δ3=0,004*D= 0,356 mm

al doilea segment de compresie:

Δ3=0,003*D= 0,267 mm

segmentul de ungere:

68



Δ3=(0,001 … 0,002)*D= 0,089 mm

Jocul la capetele segmentului in stare calda:

Δ'3=(0,005 … 0,001)*D= 0,445 mm

3.5 Calculul bielei

Biela este elementulcomponent al mecanismului motor, care transmite, prin intermediul boltului, forta de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit. Este compusa din trei parti: piciorul bielei, corpul bielei si capul bielei.

Datorita actiunii fortei de presiune a gazelor, biela este supusa la comprimare si flambaj.La comprimare pot aparea deformatii remanente, care scurteaza biela. Flambajul corpului bielei

determina o perturbare a paralelismului axelor alezajelor bielei si o intensificare a uzurii lagarelor.Conditiile de solicitare la care este supusa biela in functionarea motorului impun gasirea acelor solutii constructive ale bielei care sa asigure o rezistenta si o rigiditate maxima in conditiile unei mase cat mai mici.

Calculul piciorului bielei

La proiectarea piciorului bielei trebuie sa se tina seama de dimensiunile boltului si de tipul imbinarii piston-bolt-biela.

Fig.3.5.1 Dimensiunile piciorului bielei

Dimensiunile piciorului bielei

Diametrul exterior al piciorului:

de=1,37*deb= 41,4562 mm

69



Diametrul exterior al piciorului

di=de-6= 35,4562 mm

Grosimea radiala

hp=0,16*deb= 4,8416 mm

Grosimea radiala a bucsei

hb=0,080*deb= 2,4208 mm

Tensiuni de intindere

Forta care supune piciorul bielei la intindere este maxima atunci cand forta de presiune a gazelor este minima, cand pistonul se afla in p.m.s la inceputul admisiei.Piciorul bielei reprezinta o grinda curba incastrata in zona de racordare cu corpul.Forta de intindere ( Fjp ) este distriduita uniform pe jumatatea superioara a bielei.

Fig.3.5.2 Schema de calcul a piciorului bielei la întindere. a) solicitare; b) dispunerea tensiunilor

70



In sectiunea periculoasa apare momentul incovoietor.

1969,7 N*mm (3.47)

raza medie:

18,3073 mm (3.48)

φA= 180°

-70501,1 N (3.49)

Tensiunea de intindere in sectiunea A-A

in fibra exterioara:

-414,3392403 N/mm2 (3.50)

a=lb= 27,59 mm

K- coeficient de repartizare a fortei intre bucsa si piciorul bielei

0,7850467 (3.51)

Ep= 210000 N/mm2 modulul de elasticitate Eb= 115000 N/mm2

in fibra interioara:

-432,9060143 N/mm2 (3.52)

Tensiuni produse de presiunea dintre bucsa si picior:

71



Se adopta Δm= 0,007 mm

0,0212737 mm (3.53)

αbs= 18*10-6 1/K coeficientul de dilatare al bucseiαb= 10*10-6 1/K coeficientul de dilatare al materialului bieleiT= 373 K temperatura piciorului bieleiT0= 298 K temperatura mediului ambiantν= 0,3 coeficientul lui Poison

Presiunea datoratã strângerii

9,39729647 N/mm2 (3.54)

Eforturile unitare:

in fibra interioara:

60,597264 N/mm2 (3.55)

in fibra exterioara:

51,199968 N/mm2 (3.56)

Coeficientul de siguranta conform ciclului simetric de incarcare:

Calculul se face pentru fibra exterioara care este cea mai solicitata.

72



3,65579121 (3.57)

σ-1t - rezistenta la oboseala pentru ciclul simetricσ-1t= 350 N/mm2 otel aliatβk= 1 coeficientul de concentrareε=0.9 coeficient de concentrareγ=0.7 coeficient de calitate a suprafeteiψ=0.2 coeficient ce depinde de caracteristica matarialului.

73



Efortul unitar maxim si minim in fibra interioara:

353,741976 N/mm2

381,706047 N/mm2

(3.58)

367,724011 N/mm2

13,9820353 N/mm2

Deformatia piciorului:

-0,5154756 N/mm2 (3.59)

53,894974 mm2

I= momentul de inertie al suprafetei sectiunii piciorului

Corpul bielei

Corpul bielei se calculeaza la oboseala fiind supus la: intindere de forta de inertie maxima a maselor aflate in miscare de translatie; la compresiune de rezultanta dintre forta maxima a gazelor si forta de inertie.

74



Fig. 3.5.3 Dimensiunile corpului bielei

Dimensiunile caracteristice

22,0898 mm (3.60)

(7.54) 29,82123 mm

Calculul la oboseala:

Corpul bielei este supus la intindere de forta de inertie maxima:

Fjmax= 48534,0122 Nsi la comprimare de forta:

F=Fgmax+Fjmax= 48534,0122 N

Efortul unitar la comprimare in sectiunea I-I sau II II:

44,1796 mm2 (3.61)

kf= 1,12

75



1230,389 N/mm2 (3.62)

Efortul unitar de intindere:

249,277353 N/mm2 (3.63)

1230,38899 N/mm2

249,277353 N/mm2

Coeficientul de siguranta:

490,555821 N/mm2

739,833174 N/mm2

0,37771415 (3.64)

Capul bielei

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

Ipoteze de calcul: corpul bielei este o bara curba continua sectiunea cel mai mult solicitata e sectiunea incastrare capul bielei are sectiunea constanta,de diametru mediu egal distanta dintre axele suruburilor forta de intindere e distribuita pe jumatatea inferioara a capacului dupa o lege sinusoidala cuzinetul se deformeaza impreuna cu capacul,preluand o parte din efortul proportional cu

momentul e inertie al sectiunii transversale

76



Fig.3.5.4 Schema de calcul a capului bielei

Calculul coeficientului de intindere

Forta care intinde capul bielei:

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

-15801,07581 N (3.65)

mp - masa pistonuluimIb, mIIb - repartizarea masei bielei pe cele doua componentemcp - masa capaculuimcp= 0,204 kg

Coeficientul de siguranta pentru ciclul pulsator

2.658 (3.66)

Deformatia

0.00322 mm (3.67)

77



Calculul suruburilor de biela

Calculul la intindere:

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

Fig. 3.5.5 Schema de determinare a coeficientului de siguranþã a suruburilor de bielã

Sunt solicitate de doua forte:

Suruburile sunt solicitate de forta de strangere prealabila (Fsp) si de forta de inertie a maselor in miscare rotativa (Fjc).

z=2 numarul suruburilor de biela.

-7900,537904 N (3.68)

Forta de prestangere

-39502,69 N (3.69)

Forta maxima de intindere a unui surub:

-40687,77 N (3.70)

Χ= 0,15 caracterizeaza elasticitatea si rigiditatea pieselor imbinate

Forta minima:

-39502,69 N (3.71)

78



Coeficientul de siguranta pentru ciclul asimetric

2.3654

σ-1t= 350N/mm2 otel aliat

βk= 4ε= 1γ= 1,5ψ= 0,2

Pentru ciclul ondulat

3.2658 (3.72)

σc=735 N/mm2

Diametrul fundului filetului:

cc= 1,25 ,,, 3 coeficient de siguranta.

c1= 1,3 factor ce tine seama de solicitarea la rasucire.

c2= 1,5 factor ce tine seama de curgerea materialului.

cc= 3

13,338635 mm (3.73)

Diametrul partii nefiletate a surubului:

14,327993 mm (3.74)

79



Verificarea la oboseala:

139,737405 mm2

-282,69231 N/mm2

-291,17308 N/mm2

3.6 Calculul arborelui cotit

In procesul de lucru arborele cotit preia solicitarile variabile datorate fortei de presiune a gazelor si fortei de inertie a maselor in miscare de translatie si de rotatie, solicitari care au un caracter de soc.

Aceste forte provoaca aparitia unor tensiuni importante de intindere, comprimare, incovoiere si torsiune. In afara de acestea, in arborele cotit apar tensiuni suplimentare cauzate de oscilatiile de torsiune si de incovoiere.

La proiectarea arborelui cotit se vor alege solutii care sa asigure o rigiditat maxima. Pentru atingerea acestui deziderat la cele mai multe construct fusurile paliere se amplaseaza dupa fiecare cot, diametrele acestora se maresc, iar lungimile acestora, de asemenea aceste masuri fac posibil marirea dimensiunilor bratelor.

Fig.3.6.1 Dimensiunile relative ale arborelui cotit

80



Alegerea dimensiunilor arborelui cotit

lungimea cotului:

113,92 mm

diametrul fusului palier:

62,3 mm

lungimea fusurilor palier: intermediare:

54,2 mm

extreme sau medii:

63,2 mm

diametrul fusului maneton:

49,84 mm

lungimea fusului maneton:

29,904 mm

diametrul interior:

29,904 mm

grosimea bratului:

14,952 mm

raza de racordare:

81



3,9872 mm

latimea bratului:

99,68 mm

Calculul la oboseala

Verificarea se face la rezistenta ca pentru o grinda static nedeterminata in urmatoarele ipoteze: se izoleaza o portiune cuprinsa intre mijlocul a doua paliere vecine, care lucreaza in conditile amplitudinilor maxime ale momentelor de incovoiere si de torsiune si a fortelor variabile ca semn; se considere aceasta portiune ca o grinda simplu rezemata; reazemele sunt rigide si punctele de aplicare a fortelor se gasesc in planele de simetrie ale cotului; in reazemul din stanga cotului actioneaza un moment de torsiune Mpi, egal cu suma momentelor coturilor care preced cotul de calcul, iar in reazemul din dreapta actioneaza momentul Mp(i+1).

Calculul fusului maneton

Fusul maneton este solicitat la incovoiere si torsiune. Momentul incovoietor in planul Mz si in planul perpendicular pe acesta Mt

82



Fig 3.6.2 Schema fortelor carea actioneazã asupra unui cot al arborelui cotit

in planul z:

36464,319 Nm (3.75)

-2661,7967 mm2

-7084,9488 N

0,7765263 kg

Zbr= 9365,966 NZ= 18212,27 N

in planul ‘’t’’:

-39799,184 Nm (3.76)

Momentul rezultant:

53977,973 Nm (3.77)

Momentul de incovoiere care actioneaza in planul orificiului de ungere:

83



Fig.3.6.3 Schema pentru determinarea momentului

în planul orificiului de ungere

53966,678 Nm (3.78)

θ= 18 °

Eforturile unitare:

maxime: 70,8140943 N/mm2 (3.79)

762,089509 mm2

minime: -70,814094 N/mm2 (3.80)

Coeficientul de siguranta la incovoiere pentru ciclul simetric:

2,0281161 (3.81)

σ-1t=500 N/mm2 otel aliatβσ=2εσ=0.8

84



γσ=0.7ψa=0.09

Verificarea la torsiune

momentul de torsiune:

977,45643 N mm (3.82) -1009,8291 N mm

Mpmax= 488,7282

Mpmin= -504,915

Ftmax= 9398,62

Ftmin= -9709,9

Eforturile de torsiune

235,28559 N/mm2 (3.83)

-243,07809 N/mm2 (3.84)

4,15434044 mm2

μ=0.25 coeficientul lui Poisson

Coeficientul de siguranta

3.65 (3.85)

σ-1t= 320 N/mm2 otel aliat

85



βτ= 2

ετ= 0,7

γτ= 1,4

ψa= 0,1

Coeficientul de siguranta global

3,2654 (3.86)

Fusul palier

Fusurile paliere sunt supuse la torsiune si incovoiere. Deoarece ele au latimi mici,momentele incovoietoare sunt reduse, motiv pentru care calculul se face numai la torsiune.

Fusul palier A:

Mmax= 771,2449 N*mm

Mmin= 24,00979 N*mm

63304,2352 mm2 (3.87)

Eforturile unitare:

0,01218315 N/mm2 (3.88)

0,00037928 N/mm2 (3.89)

Coeficientul de siguranta pentru ciclul simetric

86



22522,535 N/mm2 (3.90)

τ-1= 280 N/mm2

βτ= 2,5

γτ= 1,25

ψτ= 0,1

0,00628121 N/mm2

0,00590194 N/mm2

Calculul arborelui cotit la presiune specifica si incalzire:

presiunile maxime in fusurile manetoane si in fusurile paliere:

Rm= 19439,9 N

Rp= 16133,05 N

13,0432792 N/mm2 (3.91)

4,7778141 N/mm2 (3.92)

presiunile specifice medii in fusurile manetoane (p mmed) si in fusurile paliere (p pmed) :

Rm med= 9612,177 N

Rp med= 5092,261 N

87



6,44932754 N/mm2 (3.93)

1,50807625 N/mm2 (3.94)

coeficientul de uzura pentru verificarea la incalzire a fusului maneton si a fusului palier:

2860094,1 N/mm2 (3.95)

2760291,5 N/mm2 (3.96)

n- turatia motoruluiξ- coeficientul care ia in considerare ascilatiile bielei= 1,037

3.7CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUTIE

Mecanismul de distributie este un subsistem al motorului cu ardere interna care asigura realizarea sistemuluidde gaze dintre cilindru motor si mediul exterior, respectiv umplerea cilindrului cu incarcatura proaspata si evacuarea produselor de ardere. Aceasta functie este realizata prin deschiderea si inchiderea periodica a orificiilor de admisie si evacuare.

88



Fig. 3.7.1 Dimensiunile orientative ale supapei

Dimensiunile supapei

Diametrul mare al talerului

pentru supapa de admisie: 34,82 mm

pentru supapa de evacuare: 33,32 mmDiametrul canalului:

admisie 30,74 mm

evacuare 28,8218 mm

Lungimea fetei:

admisie 3,02934 mm

evacuare 2,9988 mm

89



Grosimea talerului:

admisie 3,3814 mm

evacuare 3,170398 mm

Raza de racordare la tija:

admisie 11,1424 mm

evacuare 10,6624 mm

Diametrul tijeisupapa actionata direct:

admisie 7,1 mm

evacuare 6,71 mm

Lungimea supapei:

admisie 104,66 mm

evacuare 103,71 mm

Grosimea radiala a scaunului supapei:

3,8302 mm

Inaltimea maxima de ridicare:

admisie 6,2676 mm

evacuare 5,9976 mm

Aria sectiunii efective de trecere

90



702,56819 mm2 (3.97)

Viteza de curgere a gazelor pentru hmax

admisie: 189,36272 m/s

Wm= 13,8 m/s viteza medie a pistonului

453,371805 mm2

γ= 45 °

evacuare:

144,63881 m/s

593,559336 mm2

91



γ= 45 °

Determinarea profilului camei

Fig.3.7.2 Schema de calcul pentru deplasarea tachetului la cama in arce de cerc

Raza r0 determină cercul de bază al camei

Raza profilului I:

Raza profilului II:

92



Raza jocului termic

2…3 mm cu atac direct al camei

Calculul cinematic al tachetului

Pentru un unghi oarecare ridicarea tachetului va fi:

Unghiul maxim al primei porţiuni este determinat de relaţia:

Pentru un unghi oarecare , spaţiul parcurs de tachet este:

unde unghiul

DEPLASAREA, VITEZA SI ACCELERATIA

ist= 1,5

9,4014 Mm (3.99)

19,3935627 mm/s (3.100)

4,528725 mm/s2 (3.101)

93



Profilul camei fara soc polinomial

Metoda polinomială W. Dulley consideră pentru fiecare porţiune a camei o variaţie a acceleraţiei de tip polinomial având termenii polinomului de grade corespunzătoare unei progresii aritmetice.

(3.102)

(3.103)

(3.104)

p,q,r,s sunt exponenţi succesivi determinaţi în progresie aritmetică de raţie p-2;j este unghiul curent al camei considerat de la vârful acesteia;f este unghiul total al profilului camei;

sunt constante ce se determină din condiţiile iniţiale. Aceştia au următoarele expresii:

(3.105)

(3.106)

(3.108)

(3.108)

(3.110)

Valorile calculelor sunt trecute in tabelul 3.7.1 de mai jos:Tabelul 3.7.1

fi psi omega Curba Exponentul p

q

r

s C2 Cp

[grd] [grd] [1/s]

0 60 418,87902 I 2 6 10 14 18 -2,46094 3,28125

-10 II 2 8 14 20 26 -1,87243 1,872428

94



-20 III 2 10 18 26 34 -1,61865 1,294922

-30 IV 2 12 22 32 42 -1,4784 0,9856

-40 V 2 14 26 38 50 -1,38969 0,79411

-50 VI 2 16 30 44 60 -1,32703 0,655977

-60 VII 2 18 34 50 66 -1,28403 0,570679

Cq Cr Cs Hmax h v a

[mm] [mm] [mm/s] [mm/s^2]

-2,95313 1,40625 -0,27344 6,2676 6,2676 0 -4935735

-1,60494 0,748971 -0,14403 5,941617 1564,616 -3753148

-1,0791 0,498047 -0,09521 5,140508 2703,702 -3228616

-0,8064 0,3696 -0,0704 3,952602 3691,951 -2838075

-0,6414 0,292567 -0,05559 2,413416 4503,787 -1694794

-0,51312 0,218659 -0,03448 0,700962 4022,729 7117925

-0,45319 0,205444 -0,03891 0 0 3,35E+08

RIDICAREA SUPAPEI

0

1

2

3

4

5

6

7

-80 -60 -40 -20 0

fi [grd]

h [m]

Graficul pentru ridicarea supapei

95



VITEZA SI ACCELERATIA

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

4500

5000

-70 -60 -50 -40 -30 -20 -10 0fi [grd]

-50000000

0

50000000

100000000

150000000

200000000

250000000

300000000

350000000

400000000

a [mm/s^2]v [mm/s]

0

v

a

Graficul vitezei si acceleratiei

Calculul la rezistenta a pieselor mecanismului

Masele reduse ale mecanismului

Sistemul fara culbutori

24,3333 g/cm2 (3.111)

ms= 20 g/cm2 masa supapei

mt= 1 masa talerului pentru arc

mT= 2 masa tachetuluimr=

4 masa arcului

96



CALCULUL ARCULUI DE SUPAPA

Dimensiunile arcului:24,592 mm (3.112)

Diametrul sarmei

3,51 mm (3.113)

Efortul la incovoiere

1,15 (3.114)

Χ= coeficient care depinde de raportul Dr/d

209,974 N/mm2 (3.115)

forta arcului:

126 N (3.116)

Fj= 70 N

K=(1,6..2,0)= 1,8 coeficient de rezervă care ia în considerare supraturaţiile sau vibraţiile arcului sub acţiunea cărora forţa Fr poate varia în limitele foarte largi

Sageata maxima

Se adopta: fmax= 14

97



Numarul de spire

6 (3.117)

G=(0,8 ,,, 0,83)*105 N/mm2

G= 80000 N/mm2

Numarul total de spire:

8 (3.118)

Pasul spirelor: se alege astfel ca la deschiderea completă a supapei între spirele arcului să rămână un joc

0,5 mm (3.119)

Pasul spirelor pentru arcul în starea liberă :

6,35 mm (3.120)

Lungimea arcului la deschiderea completă a supapei va fi:

31,1 mm (3.121)

Lungimea arcului la închiderea supapei rezultă:

37,4 mm (3.122)

Lungimea arcului în stare liberă devine:

98



45,1 mm (3.123)

99



3.7.1 CALCULUL ARBORELUI DE DISTRIBUTIE

Fig.3.7.1.1 Schema de calcul a sagetii de incovoiere a arborelui cu came

Forţa maximă care solicită arborele de distribuţie este transmisă de la supapa de evacuare la începutul perioadei sale de deschidere.

Forţa maximă de inerţie va fi:

24,33333333 N (3.124)

Forţa gazelor se calculează pentru diferenţa de presiune care acţionează asupra supapei:

10196,134 N (3.125)

de - diametrul exterior al supapei de evacuare= 25,71 mm

p - presiunea din cilindru pentru poziţia dată a camei= 5 daN/cm2

pe - presiunea în conducta de evacuare= 0,09 N/mm2

Forţa sumară care acţionează pe camă este:

10346,467 N (3.126)

Eforturile unitare de strivire pe suprafeţele de lucru ale camei tachetului:

100



pentru tachet plan:

715,79094 N/mm2 (3.127)

b= 31,33 mm latimea camei r= 23,65 mm raza de curbura a profilului camei de tandenta cu tachetul E= 210000 N/mm2 modul de elasticitate transversal

Fig.3.7.1.2 Schema de calcul a tachetului pentru verificarea presiunii specifice

Săgeata de încovoiere

Se determină deoarece arborele trebuie să fie suficient de rigid pentru ca încovoierea să nu manifeste influenţe esenţiale asupra funcţionării mecanismului de distribuţie

0,1692234 (3.127)

l= 116,3 mm

l1= 35,57 mm

101



d= 19,39 mmδ= 5,6 mm

102



Solicitarea de torsiune

De la fiecare camă, atinge de obicei valoarea maximă la sfârşitul primei perioade de ridicare a supape, când punctul de tangenţă este cel mai îndepărtat de axa tachetului.

3140,46 Nmm

OB= 20,89 mm

Calculul tachetului

constă în verificarea presiunii specifice pe suprafaţa laterală

2,890463485

d0= 4 mm diametrul tachetului

l= 40,37 mm lungimea tachetului

103



CAP.4 CALCULUL SISTEMULUI DE RACIRE

Sistemul de racire cu lichid

Instalaţia de răcire are rolul de a prelua, transporta şi transmite mediului înconjurător o parte din căldura dezvoltată în cilindrii motorului pentru a menţine un regim termic optim a pieselor motorului.

Performanţele de durabilitate ale motorului sunt influenţate de oscilaţiile regimului termic al pieselor mecanismului motor faţă de valoarea optimă. Astfel, la temperaturi scăzute ale pereţilor camerei de ardere şi cilindrilor combustibilul poate condensa şi spăla pelicula de ulei accentuând procesele de uzură; la temperaturi ridicate rezistenţa mecanică a piselor se diminuează, în plus pelicula de ulei poate fi distrusă prin ardere şi dacă se asociază şi cu creşterea dilatării pieselor se poate ajunge la gripajul cuplei cinematice, cilindru-piston.

Indiferent de tipul motorului instalaţia de răcire trebuie să răspundă următoarelor cerinţeSă asigure desfăşurarea proceselor de schimb de gaze cu pierderi minime

La toate regimurile de funcţionare ale motorului şi condiţiile climaterice şi de drum să asigure un regim termic optimConsum mic de putere pentru antrenarea diverselor elementeSiguranţă şi durabilitate în funcţionareConstrucţie simplă cu dimensiuni de gabarit cât mai reduse

4.1 Calculul caldurii evacuate prin sistemul de racire

Partea de caldura dezvoltata in motor evacuata prin lichidul de racire :

qr= 0,18

Puterea efectiva a motorului :

Pe= 75 Kw

Puterea calorica inferioara a combustibilului :

Qi= 41868 kj/kg

Consumul specific de combustibil:

ce= 272,0125 g/kwh

Caldura preluata de lichidul de racire :

104



153746,36 kj/h

4.2CALCULUL POMPEI HIDRAULICE DIN SISTEMUL DE RACIRE

Caldura specifica a lichidului de racire :

ca= 10 kj/kg

Densitatea lichidului de racire :

ρa= 1 kg/dm3

Diferenta de temperatura a lichidului la iesirea si intrarea in motor :

7 K

tae= 87 °C temperatura lichidului la iesirea din motor

tai= 80 °C temperatura lichidului la intrarea in motor

75 l/min

Debitul lichidului de racire care circula in sistem :

36,606276 l/min

Coeficientul de scapari : ηp=0.8

Debitul teoretic al pompei :

105



45,757846 l/min

Turatia axului pompei :

n= 2000 rot/min

Viteza apei la intrarea in pompa :

v1= (1 ,,,, 2,5)m/s= 2 m/s

Raza butucului rotorului :

r0= 15 mm

Raza orificiului de intrare in rotor :

15,000004 mm

Unghiurile caracteristice ale rotorului :

α=8 ,,, 12= 8 β=35 ,,, 50= 35

Caderea de presiune :

Δpp=(4 ,,, 7) mm col H2O= 4 mm col H2O

ηh=0,6 ,,, 07= 0,6

g= 9,81 m/s2

106



Puterea consumata pentru antrenarea pompei :

4,067364054 Kw

Viteza periferica finala a apei :

5.23889 m/s

Raza exterioara a rotorului pompei :

25,013862 mm

Viteza periferica la intrare :

3,1415935 m/s

Caculul radiatorului

107



Fig.4.1.1 Schema de calcul a radiatorului

Coeficientul de nervurare :

ψ=7,5 ,,, 10= 8

Coeficientul de transmitere a caldurii de la lichid la tuburile radiatorului :

α1=5850 ,,, 9300 W/m2L= 8000 W/m2L

Coeficientul de transmitere a caldurii de la radiator la aer :

α2=70 ,,, 116 W/m2K= 114 W/m2K

tml=85 ,,, 95 °C= 95 °C temperatura medie a lichidului in radiator

tma=50 ,,, 55 °C= 50 °Ctemperatura medie a aerului in radiator

Coeficientul de spalare al radiatorului :

η=0,8 ,,, 0,9= 0,85

Densitatea aerului la temperatura si presiunea ambianta :

ρaer= 1,9 kg/m3

Caldura specifica a aerului :

caer= 1005 J/kgK

Caderea de temperatura a aerului in radiator :

Δta=20 ,,, 30 °C= 30

108



Viteza aerului la intrarea in radiator :

wa=6 ,,, 9 m/s= 9 m/s

Aria suprafetei de contact cu aerul:

9 m2

Aria suprafetei de contact cu lichidul de racire:

1,125 m2

Cantitatea de caldura cedata lichidului de racire :

414452423.7 W

Debitul de aer care trece prin radiator :

2.009 m/s2

2,1 m/s2

109



Calclul numarului de tuburi

Se adopta viteza de curgere a lichidului prin radiator

w1=(0.4…0.8) m/s w1= 0,7 = 2520 m/h

Se adopta tub plat cu urmatoarele dimensiuni:

raza tubului r = 3,5 mm

At = 38,485 mm2 = 0,0385 m2

Numarul de tuburi :

24,72 tuburi

Se adopta it = 82 tuburi

Suprafata de racire in contact cu lichidul

se adopta hrad = 600 mmInaltimea radiatorului

1,082 m2

Calculul ventilatorului

Puterea de antrenare:

219,24002 kw

110



Δpa= 60 mm col H2Ocaderea totala de presiune in circuitul de aer

ηv=0,55 ,,, 0,65= 0,55 randamentul ventilatorului

Viteza periferică a ventilatorului

62,89725 m/s m/s

y1 = 2,2…2,9 = 2,9 pentru palete curbe profilate

Diametrul ventilatorului axial

0,412091814 m

wv =13….30 = 20 viteza aerului în ventilator

turaţia ventilatorului:

2915,003261 rot/min

111



CAP. 5 CALCULUL INSTALATIEI DE UNGERE

Are rolul de a asigura ungerea suprafetelor pieselor aflate in miscare relativa pentru a diminua frecarea respectiv uzura;racirea suprafetelor si pieselor solicitate termic;peotectia impotriva coroziunii,curatirea suprafetelor in miscare relativa de eventualele particule metalice sau alte depuneri. Pompa de ulei este cu roti dintate cu angrenare exterioara.Sa ales aceasta solutie datorita dimensiunilor reduse,sigurantei in exploatare si posibilitatii obtinerii presiunilor ridicate la turatii scazute. Supapa de siguranta este cu bila.Aceasta solutie are avantajul simpiltatii constructive.Filtrul de ulei este cu element filtrant din hartie si este amplasat in circuitul principal al instalatiei de ungere.

Calculul instalatiei de ungere

Calculul lagarelor. Fortele care actioneaza asupra lagarelor si dimensiunilor fusurilor arborelui cotit se determina pe baza calculului dinamic.

Jocurile minime:

0,0865318 mm

n= 800 rot/min turatia arborelui cotitη= 14 vascozitatea dinamica

0,294099135 coeficientul de corectie

d= 49,84 mm diametru suprafetei de sprijin a lagaruluil= 14,952 mm lungimea suprafetei de sprijin a lagarului

0,0004 jocul relativ

0,019936 jocul diametral pentru lagare turnate din babit

26,08655837 N/mm2 presiunea pe suprafata

de sprijin a lagarului

112



R= 19439,90364 N forta rezultanta care actioneaza asupra lagarului

Verificare:

2

H1, H2 - inaltimea microneregularitatilor lagarului si fusului care pentru diferite prelucrari pentru superfinisare au valori intre 0,05 ,,, 0,25

H1= 0,2 μm

H2= 0,2 μmkh= 5 coeficient de siguranta

Calculul debitului de ulei

Debitul pompei de ulei se determina pe baza bilantului energetic,considerand ca uleiul preia caldura dezvoltata,prin frecare,care reprezinta o fractiune din caldura degajata in cilindru.

2989,512579 kj/kg

f=(2,5 ,,, 4,5)*10^-3= 0,0035 coeficientul de frecare lichida

854146,4513 kj/kg

Qi= 41868 kj/kg puterea calorica a combustibilului

20,4009375 kg/h consumul orar de combustibil

Pe= 75 kw puterea motorului

ge= 272,0125 g/kwh consumul specific de combustibil

Debitul de ulei din conducta principala, necesar pentru evacuarea calduri:

113



0,0078233

Cu - caldura specifica a uleiului kj/kgk

ρu - masa specifica a uleiului kg/m3

1676 kj/m3

ΔTu= 228 k

Debitul prin magistrala de ungere:

750 l/h

Calculul pompei de ulei

La calculul pompei de ulei se are in vedere ca debitul acesteia sa fie de peste doua ori mai mare decat debitul de ulei necesar in circuitul de ungere.

Debitul pompei de ulei:

1125 l/h

Tinand cont de tipul si puterea motorului se recomanda

1875 l/h

Debitul pompei cu roti dintate:

2343,75 l/h

114



ηp=(0,7 ,,, 0,8)= 0,8 randaentul volumetric al pompei

Diametrul exterior al roti dintate:

95,492966 mm

Wp= 10 m/s viteza periferica a rotilor dintate

np= 2000 rot/min turatia pompei

Latimea rotii:

95,46 mm

z=(6 ,,, 10)= 6 numarul de dintim=(3,5 ,,, 4,75)= 3,5 modulul roti dintateh=(2 ,,, 2,3)= 2 mm inaltimea dintelui

Puterea necesară antrenării pompei de ulei:

0,78125 kw

Δpu= 0,3 N/mm2 caderea de presiune

ηm=0,85 ,,, 0,9= 0,9 randamentul mecanic al pompei de ulei

Volumul de ulei din baie:

5 l/h

115



Calculul filtrelor de ulei

Suprafaţa de filtrare :

187,5 cm2

Vu [l/h] debitul de uleiw [m/h]; viteza uleiului în filtru w = 36…432= 100 m/hw = Dp/ηR= 0,01Dp - căderea de presiune din filtru, în starea curentă

Δp=0,02 ,,, 0,05= 0,02 N/mm2

η=(2 ,,, 2,2)10^-6= 0,000002 Ns/cmR- rezistenta elementului de filtrare

R=(1 ,,, 10)10^6= 1000000 cm-1

Suprafaţa nominală a filtrului

750

k - factor care tine cont de materialul dintre porik=3,3 ,,, 5 = 4 la filtrele de sita

116



CAP.6. PROCESUL TEHNOLOGIC DE PRELUCRARE A ARBORELUI CU CAME

Tabelul 6 .1

Nr. crt.

Denumirea Maşina unealtă

1.Frezarea capetelor si centruire

Fig. VI.1 Agregat special

2.Strunjirea fusurilor paliere

Fig. VI.2 Strung semiautomat

3. Rectificarea fusurilor Fig. VI.3 Masina de rectificat rotund

4.Srtrunjirea simultana a tuturor fetelor frontale ale camelor si fusurilor

Fig. VI.4Strung semiautomat multicutite

5. Redresare Presa de indreptare

6.Frezarea canalului de pana

Fig. VI.5 Masina de frezat vertical

7.Burghiere-tarodare la capatul prevazut al canalului de pana

Fig.VI.6 Masina de gaurit

8.Strunjire de degrosare si de finisare a camelor

Fig. VI.7 Strung de copiat multicutite

9.Rectificare de finisare a camelor

Fig. VI.8Masina speciala de rectificat came prin copiere

10. Control

11. Tratament termicInstalatie speciala de calire prin curenti de inductie

12. Detensionare Cuptor de detensionare13. Control duritate Aparat de control14. Demagnetizare Demagnetizator15. Spălare. Instalaţie de spălare16. Control final. Masa de control

117


PROIECT DE DIPLOMA PAG.118



CAP. 7. STUDIUL CAMERELOR DE ARDERE PENTRU MOTOARE CU INJECŢIE DIRECTĂ

Introducere

Creşterea importanţei problemelor de protecţie a mediului ambiant determină pe constructorii de automobile ca la concepţia motoarelor să adopte soluţii care să asigure un consum redus de carburant şi emisii reduse de gaze de evacuare.

În această direcţie motoarele diesel cu injecţie directă prezintă un teren favorabil.Arderea în motoare reprezintă procesul cel mai complex şi cel mai important de a cărei

desfăşurare depind într-o măsură foarte mare performanţele motoarelor.Motoarele diesel în ansamblu prezintă emisii reduse în gazele de evacuare, consum redus de

combustibil. În ultima vreme firmele de prestigiu din domeniul construcţiei de automobile se axează în general pe cercetări în optimizarea proceselor de ardere în cazul motoarelor diesel cu injecţie directă.

Forma geometrică a camerei de ardere şi poziţia relativă a organelor care o formează au un rol deosebit de important în formarea amestecului aer-combustibil precum şi în desfăşurarea procesului de ardere.

În vederea utilizării întregii cantităţI de aer pentru ardere, deci pentru o ardere cât mai completă a combustibilului este necesară o mişcare dirijată a aerului.

Această mişcare a aerului este realizată în trei etape diferite ale procelului de lucru:

124



- în timpul procesului de admisie şi baleiaj- în timpul procesului de comprimare- în timpul procesului de ardere.Mişcarea aerului în ultimele două etape depinde de arhitectura camereide ardere. Pentru o ardere completă şi rapidă a combustibilului, este necesară o viteză relativ

mare între picăturile de combustibil şi aer.Camerele de ardere necompartimentate, la care mişcarea aerului este organizată în vederea

formării mai rapide a amestecului, sunt utilizate cu succes pe motoarele diesel rapide.Eficienţa mişcării organizate a aerului a fost demonstrată de H. Rchardo pe motorul “Voltex”, în care vârtejul produs la admisiune este amplificat prin

expulzarea prin praguri. S-a constatat că valoarea consumului specific de combustibil scade cu mărirea vitezei de turbionare. Odată cu mărirea turaţiei apare necesitatea formării mai rapide a amestecului de carburant, deoarece durata disponibilă pentru ardere se reduce considerabil.

Precum am arătat şi mai înainte, în prezent se desfăşoară o activitate intensă pentru perfecţionarea motoarelor diesel cu injecţie directă.

Pentru exemplificare vom urmării cercetările în această direcţie ale firmei Audi.

Motorul cu injecţie directă Audi

Firma Audi a realizat un motor Turbodiesel cu injecţie directă cu cinci cilindrii. Puterea motorului este de Pe=88 [kW] sau Pe=120 [CP] la o turaţie nominală de 4250 [r.p.m.] iar momentul motor maxim este Mmax=265 [Nm] la o turaţie de nm=2250 [rpm] . Motorul are o capacitate cilindrică de 2.5 [l].

Acest autoturism a fost echipat cu a doua generaţie de motoare cu injecţie directă. Motorul a fost echipat cu o pompă de transfer cu control electronic şi cu injectoare cu două arcuri.

Motorul este montat pe autoturismul Audi 100 apoi a echipat primele modele ale seriei A. Acest motor a fost performant atât din punct de vedere alconsumului cât şi din punct de vedere al performanţelor.

Nivelul emisiilor poluante a fost redus mult sub limita admisă. Motorul realizează un amestec omogen şi un nivel de zgomot scăzut.

Afirmaţia că motorul aduce elemente noi se bazează pe următoarele considerente: Injector cu cinci orificii de pulverizare Injecţie la presiune mare cu preinjecţie cu injector cu două arcuri managementul funcţionării motorului se realizează electronic controlul electronic al caracteristicilor pentru diferite condiţii de umezeală în funcţie de

sarcina motorului compartimentul motorului închis complet cu acţionare automată a procesului

“intercooling” adica răcirii aerului din coloana de admisie.

Motorul Turbodiesel cu 5 cilindrii cu instalaţie intercooling are o capacitate de 2460 [cm 3] cu alezajul D=81 [mm] şi cursa S=95.5 [mm].

Acest motor este capabil să dezvolte o putere de 120 [CP] la o turaţie nominală de 4250 [rpm].Momentul de aproximativ 240 [Nm] este aproape constant între turaţiile (1800…3300) [rpm].

Consumul specific minim la funcţionare în sarcină maximă este c=198 [g/kWh].Presiunea maximă efectivă este de 13.5 [bar] la 2250 [rpm].

125



Consumul de combustibil în [l/100wm] la viteză constantă de 90 [km/h] este de 4.5 [l/100km], iar la 120 [km/h] de 5.9 [l/100km], în ciclu urban 7.2 [l/100km].

Normele ecologice din ultimii 5 ani stau la baza acestui nou motor cu injecţie directă, prin emisia scăzută de CO2 şi nivel scăzut al consumului de combustibil.

Problematica exploatării şi dezvoltarea motorului diesel Audi cu injecţie directă

Până a se ajunge la producţia de serie au fost efectuaue cercetări de înaltă tehnicitate pentru a satisface cerinţele de construcţie şi proiectare.

În fig. VI.1. este prezentată problematica exploatării, avantajele, parametrii motorului şi rezultatele obţinute. Este uşor de observat că au apărut conflicte de scop în studierea diferiţilor parametrii care influienţează reciproc funcţionarea motorului. Pentru studierea acestor parametrii s-a efectuat o activitate de cercetare profundă.

Fig. 7.1.

Pentru a ajunge cât mai repede la producţia de serie a trebuit să se studieze procesele termodinamice în timpul funcţionării şi să se rezolve problematica toleranţelor.

Procesele de ardere au fost deosebit de ample conform aşteptărilor. Aceste cercetări au avut loc cu ajutorul unei cooperări deosebit de eficiente cu firma AVL din Graz Austria.

Studiul proceselor de ardere

126



Formarea amestecului carburant la motoarele diesel cu injecţie directă este influenţată de 3 elemente:

Canalul de admisie al aerului Poziţia şi forma camerei de ardere Hidraulica injecţiei

Parametrii întâlniţi se influenţează reciproc deci este nevoie să se realizeze un compromis optim între ele.

În continuare vom prezemte cercetările efectuate de firma Audi în realizarea canalului de admisie şi camerei de ardere optime.

Canalul de admisie curbat

Este necesar la motoarele diesel cu injecţie directă pentru formarea optimă a amestecului carburant.

Curenţii de aer sub formă de spirală iau naştere la ieşirea din canalul de admisie. Pe lângă realizarea de curenţi de aer de formă spiralată este necesară realizarea unei umpleri corespunzătoare.

Mai ales la turaţii înalte ale motorului diesel cu injecţie directă de până la 5200 [rpm] această cerinţă este greu de întâlnit.

Cersetările au arătat că pentru fiecare variantă de cameră de ardere şi de orificii de pulverizare există un număr bine definit de curbe la care se obţin rezultatele optime.

Dacă mărimea curbei este prea mare se poate ajunge la efectul “overswirling: de supratorsionare cu degajare puternică de fum la turaţii înalte.

Dacă curba este prea mică se ajunge la efectul de înnecare a motorului.Depăşirea unei anumite mărimi a curbei duce la degajare intensâ de fum în

orice situaţie aproape la orice valoare a turaţiei.După o muncă îndelungată şi mai mulţi ani de probe de exploatare s-a elaborat un canal de

admisie curbat care satisface cerinţele: O mărime optimă a curburii ca un compromis între mărimea momentului motor, calitatea

în funcţionare şi emisiile de noxe respectiv cel mai redus consum specific de combustibil Asigurarea păstrării masei interioare, a avantajelor constructive, a limitelor de toleranţă

prin modul de realizare a producţiei de serie.Astfel este posibilă o funcţionare cu un moment motor corespunzător şi în

acelaşI timp se realizează o valoare scăzută a emisiilor de substanţe poluante. Pe lângă

canalul de admisie curbat, este influenţat întregul spaţiu unde ia naştere curentul de

formă spirală.

Astfel se poate optimiza în detaliu:

canalul de admisie supapa sub formă de con drept geometria scaunului supapei suprafaţa de spălare a supapeiÎn cazul capului de cilindru al motorului Audi, organizarea în oglindă are

canalele de rotaţie spre dreapta sau spre stânga.

127



Posibilitatea de a domina producţia de serie este o dispersie mică între canalele

curbate şi de la un cap de cilindru la altul.

În figura VI.2. se prezintă banda de dispersie a debitului şi a momentului la cei 5 cilindrii.

Fig. 7.2.

Geometria camerelor de ardere

Soluţia cu injecţie directă presupune formarea optimală a configuraţiei camerei de ardere, pentru exploatarea optimală a momentului concomitent cu menţinerea unui nivel scăzut de emisii poluante.

Pentru reducerea la minim a volumului de pierderi trebuiesc cercetate următoarele detalii:Mărimea deschiderii capului pistonului:

reducerea la minim a spaţiului prin realizarea îngustă a construcţiei Supapa de admisie şi refulare:

cea mai bună posibilitate s-a dovedit a fi cobinaţia de la mica ridicare a supapei în scopul ventilaţiei în piston

Procesul de ardere: trebuie să se asigure un proces de ardere care să asigure o funcţionare în siguranţă a

segmenţilor

Astfel se permite o reducere la minim a volumului de pierderi prin realizarea unei comprimări maxime posibile a volumului în camera de ardere. Astfel cea mai mare parte posibilă a volumului de gaz poate lua parte la procesul de ardere.

Geometria optimală a camerei de ardere a fost realizată printr-o cercetare pas cu pas. S-a pornit de la o anumită formă a camerei de ardere aceasta fiind modificată pas cu pas.

Cea mai bună posibilitate de compromis între nivelul emisiilor poluante din gazele de evacuare, funcţionare şi consum specific de combustibil pespectiv pentru posibilitatea producţiei în serie s-a dovedit a fi varianta f) din figura VI.3. În figura VI.3. sunt prezentate soluţii constructive obţinute de către firma Audi în timpul activităţii de cercetate.

128



a) b) c)

d) e) f)

Fig. 7.3.

În figura 7.3. întâlnim următoarele tipuri de camere de ardere: a) cameră tip cuţit b) cameră adâncită c) cameră cu inel de turbulenţă d) cameră sub formă de cămară e) cameră tip minge de golf f) cameră la nivel cu injectorul

În vederea unei rezistenţe mai îndelungate a peretelui camerei de ardere, în ciuda dezavantajelor acestora a fost placarea acestora. Această soluţie s-a dovedit a fi mai eficientă decât folosirea în camerele de ardere a pereţilor ascuţiţi.

Fig. 7.4.

În figura 7.4. este prezentată geometria camerei de ardere adică a pereteăui acesteia obţinută de firma Audi pentru camera de ardere optimală.

CONCLUZII

Deşi nu mai constituie un mister motorul cu ardere internă oferă un câmp larg de acţiune pentru inteligenţa creativă.

129



Bazele de date acumulate în decursul a ani şi ani de cercetare efectută de firme bine cunoscute sau în devenire necesită o cooperare strânsă între diferitele concerne, întreprinderi şi instituţii de cercetere.

Precum am văzut în cele prexentate mai sus, cercetarea pas cu pas, observarea atentă a proceselor de ardere, formarea amestecului ş.a. pot asigura succesul activităţii de proiectare. Chiar dacă o soluţie este viabilă pentru cazul cercetat, rezultatele obţinute pot fi folositoare în cursul unor cercetări ulterioare.

Normele ecologice din ce în ce mai severe impun o activitate serioasă de cercetare pentru firmele constructoare de automobile şi motoare.

130



CAP. 8. CALCULUL ECONOMIC

Alături de cresterea performanţelor şi scăderea emisiilor poluante, creşterea economicităţii este un alt obiectiv important al proiectanţilor de motoare. Acest lucru este influenţat de faptul că rezervele energetice ale planetei sunt în scădere, iar parcul auto în continuă creştere.

Pe lângă metodele deja clasice în care se realizează acest obiectiv, fiecare producător încearcă soluţii tehnice proprii. Dacă acum 30 de ani un consum urban de 15% era considerat normal, în zilele noastre un motor optimizat are această valoare de aproximativ 6-7%.

Deşi există incercări reuşite ale marilor producători de a realiza motoare cu un consum de 2-3%, scăderea cu orice preţ a consumului nu este totuşi soluţia problemei, deoarece acest lucru atrag după sine şi scăderea performanţelor.

Termenul de economicitate are în industria autovehiculelor şi alte semnificaţii: Reducerea preţului de cost al motorului; Reducerea duratei de proiectare; Scăderea greutăţii pieselor şi subansamblelor în concordanţă cu creşterea rezistenţei acestora

folosind secţiuni profilate; Mărirea durabilităţii şi a mentenabilităţii; Creşterea preciziei de prelucrare în scopul micşorării uzurilor; Creşterea siguranţei în exploatare; Mărirea fiabilităţii componentelor motorului; Scăderea costurilor de cercetare şi proiectare prin creşterea numărului de componente comune; Folosirea simulării în procesul de proiectare;

Modalităti de creştere a economicităţii motoarelor: Sărăcirea amestecului permite scăderea concentraţiei de hidrocarburi asiguând în acelaşi timp

micşorarea consumului de combustibil; Turbionarea amestecului în camera de ardere; Preîncălzirea amestecului bogat prin folosirea temperaturii gazelor de evacuare; Utilizarea supraalimentării; Optimizarea procesului de ardere (folosirea a două bujii într-o cameră de ardere); Modificarea optimă a fazelor distribuţiei; Mărirea randamentului indicat; Creşterea presiunilor de injecţie şi folosirea unor geometrii corespunzătoare orificiilor de

pulverizare pentru mărirea fineţii acesteia întrucăt favorizează o omogenizare mai bună şi mai rapidă a amestecului carburant;

Utilizarea materialelor ceramice pentru izolarea termică a fluidului de lucru, rezistenţa componentei ceramice fiind asiguratâ în general de metalul care este izolat faţă de gazele de ardere de către ceramică;

Creşterea puterii raportate la unitatea de volum a cilindrului prin mărirea coeficienţilor de exces de aer şi creşterea turaţiei;

Scăderea masei şi a dimensiunilor de gabarit raportate la puterea dezvoltată; Simplitatea şi tehnologicitatea construcţiei; Optimizarea procesului de ardere folosind controlul acesteia asistat de către computerul de bord.

131



CAP.9. CONCLUZII PRIVIND DEZVOLTAREA CERCETATĂRILOR ÎN PROIECTUL DE DIPLOMĂ

Lucrarea intitulată “ Proiectarea unui motor cu aprindere prin scanteie având puterea de 75 kw şi o turaţie de 4000 rot/min” cuprinde si un studiu care abordează o temă de mare actualitate privind distributia variabila.

Lucrarea contine 8 capitole şi o lista bibliografică.În capitolul 1 se prezintă studiul de nivel asupra unor motoare alese ca model in proiectare.În capitolul 2 se prezintă calculul termic al motorului avand ca date de intrare Pn=75 Kw şi

nn=4000 rot/min.În capitolul 3 se prezintă calculul si construcţia principalelor elemente componente ale motorului:

calculul cilindrului, calculul pistonului, calculul bolţului de piston, calculul bielei, calculul arborelui cotit şi calculul mecanismului de distribuţie.

In capitolul 4 se prezintă instalaţia de racire cu care este echipat acest motor.În capitolul 5 se prezintă instalaţia de ungere cu care este echipat acest motor.În capitolul 6 se prezintă procesul tehnologic de fafricare a arborelui cu came.În capitolul 7 se prezinta studiul asupra camerelor de ardere pentru motoarele cu injectie directa

folosite in industria auto de anumite firme producatoare.În capitolul 8 se prezintă studiul economic al acestui motor.

Cuvinte cheie:motor, injectie, distributie variabila.

133



BIBLIOGRAFIE

1. Gh. Bobescu, Gh.- Al. Radu, A. Chiru, C. Cofaru, V.Ene, V. Amariei, I. Guber – MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE SI TRACTOARE, vol. I, II şi III Chisinau, Ed. Tehnica 1998.

2. Radu Gh.Al, Ispas N. – CALCULUL ŞI CONSTRUCŢIA INSTALAŢIILOR AUXILIARE PENTRU AUTOVEHICULE , Reprografia Universităţii Transilvania Braşov, 1972

3. C.Cofaru, N. Ispas, M. Nastasoiu, H. Abaitancei, H.R. Anca, M. Dogariu, A. Chiru, V. Eni—PROIECTAREA MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE, Brasov, Reprografia Universitatii Transilvania 1997

4. D. Abaitancei, Gh. Bobescu – MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE, Bucuresti, E.D.P 19755. D. Abaitancei, C. Hasegan, I. Stoica, D. Claponi, L. Cihodaru – MOTOARE PENTRU

AUTOMOBILE SI TRACTOARE, Bucuresti,Ed. Tehnica, 19786. CONAT ‘ 99 “AUTOMOTIVE FOR THE NEXT CENTURY”7. T. Nagy, M. Alex. Stanescu, N. Turea, D. Dima—FIABILITATEA SI TEROTEHNICA

AUTOVEHICULELOR vol I Brasov, Reprografia Universitatii Transilvania 1997.8. D. Marincaş, D. Abăităncei – FABRICAREA ŞI REPARAREA AUTOVEHICULELOR RUTIERE

Bucureşti, E.D.P. 19829. D. Marincaş – COMBUSTIBILI, LUBRIFIANŢI ŞI MATERIALE SPECIALE PENTRU

AUTOMOBILE. Bucureşti Ed. Tehnică 1983. 10. Colecţia revistelor AUTOMOTIVE ENGINEERING - editată de Society of Automotive Engineers11. Documentaţii despre motoarele autovehiculelor BMW12. HŰTTE – MANUALUL INGINERULUI – FUNDAMENTE Bucureşti, Ed. Tehnică 199513. INSTALLATION MANUAL FOR SCANIA INDUSTRIAL ENGINES.14. DIVERSE SITE-URI ALE FIRMELOR CONSTRUCTOARE DE MASINI SI SUBANSAMBLE

PENTRU INDUSTRIA AUTO.15. Wolters, Peter, Fuel Economy Concepts for Gasoline Engines in Connection With Future Emission

Legislation, FISITA Congress, PAsis, 1998, Paper F98T214.16. Demmelbauer-Ebner Wolfgang, Hans Peter Lenz, VAriabile Valve Actuation – a Modern Engine

Technology, SIAR- Conference, Sept.7-12, 1992, Bucharest.17. Frank van der Staay, Hans Kemper, VAriabile Valve Timing – New Dimension in Engine Controls,

EAEC Congress, Barcelona, 1999, Paper 99C314.18. Alboteanu, R., Petcu, Cr. Engine Charging Control by Using Full Variabile Valves Timing, EAEC

Congress, Bratislava, 2001, SAITS 0115.19. Brustle Claus, Porsche 911. Turbo with VarioCam Plus, AutoTehnology, Vol.1, October, 2001, pp

54-57.20. Oprean, M, Interactiunea cama-arc de supapa la motoarele cu aprindere prin scanteie de turatie

ridicata, Teza de doctorat, Institutul Politehnic Bucuresti, 1984

134

calculul termic al unui motor cu aprindere prin comprimare

Documents