proiect

FACULTATEA DE MECANICĂ

PROIECT DE DIPLOMĂ Pag.Nr.5

Cap. 1. STUDIU PRIVIND STADIUL ACTUAL SITENDINTE IN DEZVOLTAREA MOTOARELOR

DIN ACEEASI CLASA

1.1. Stadiul actual al motoarelor din aceeasi clasa

Cu ceva timp in urma motoarele Diesel nu erau privite cu ochi prea buni datorita performantelor dinamice mai slabe decat a celor “pe benzina”. Cu zece ani in urma ar fi parut oarecum ciudata ideea ca motoarele cu aprindere prin comprimare vor ajunge sa ia loc sub capotele limuzinelor de lux. Progresul tehnic a schimbat situatia ata de radical incat astazi cu greu putem gasi motive un model alimentat cu benzina sa fie ales in dauna unuia turbodiesel. Utilizarea supraalimentarii, a sistemelor de injectie perfectionate si inbunatatirea izolarii fonice sunt principalele cauze ale acestei spectaculoase rasturnari de valori.

Incepand din 1997 Opel a echipat modelele Vectra si Omega cu motoare turbodiesel din generatia Ecotec. Faptul ca performantele motoarelor turbodiesel se apropie acum de cele ale motoarelor alimentate cu benzina aspirate este in mod concret verificabil la proba conducerii. Berlinele Vectra si Omega sunt echipate cu motoare de 2,0 l si 100 CP. S-a observat ca de la turatia de 1600 rot/min in sus cuplul motor se situeaza deja la nivelul de 205 Nm. Acest lucru face posibila pastrarea aceleiasi trepte de viteza pentru o plaja mai larga de turatii. Zgomotul motorului depaseste limetele discrete de abia de la 4000 rot/min in sus, iar consumul de combustibil declarat de uzina constructoare este de 5,9 l/100 km.

Aceste motoare care echipeaza modelele marcii Opel sunt echipate cu injectie directa marca Bosch VP 44, gestiune electronica, patru supape pe cilindru si turbocompresor Garrett T15 cu intercooler. Actionarea celor patru supape pe cilindru se face doar cu un singur arbore de distributie, amplasat in chiulasa ceea, ce reduce frecarile cu aproximativ 30 %.

fig. 1.1.

Pentru a evidentia mai bine avantajele supraalimentarii s-a facut o comparatie intre motoarele Diesel si turbodiesel care echipeaza modelul Golf al marcii Volkswagen.



Dupa cum se observa si din figura la aceeasi cilindree de 1,9 l ca si motoarele aspirate natural, motoarele supraalimentate au o putere mai mare. Astfel motoarele D si SDI au o putere de 64 CP (47 kW) pe cand cele supraalimentate au puteri de 75 CP (55 kW) motorul TD si 90 CP (66 kW) motorul TDI. Se observa ca motorul cu injectie directa are cea mai mare putere. In privinta consumului toate motoarele se situeaza aproximativ la acelasi nivel aprox. 5 l/100 km pentru consum urban.

In concluzie, pentru acelasi consum motoarele supraalimetate obtin un plus de putere. De asemenea cuplul furnizat de aceste motoare este superior celui furnizat de motorele aspirate natural. Motarele D si SDI furnizeaza un cuplu de 124 Nm / 2000 rot/min pe cand cele turbodiesel au un cuplu de 150 Nm / 2400 rot/min motorul TD, resperctiv 202 Nm / 1900 rot/min motorul TDI.

Acelasi motor de 1,9 litri este oferit pe toate variantele turbodiesel ale lui VW Passat. In versiunea de baza el furnizeaza 90CP. Acest motor este prezentat in figura 1.3.

fig. 1.3.

Mai pretentioasa in ceea ce priveste performantele, dar si economia de combustibil este varianta de 110 CP cu injectie directa. Pe langa aceste doua motoare Volkswagen a mai realizat un motor tot de 1,9 l, dar de 115 CP la 4000 rot/min, care furnizeaza un cuplu maxim de 285 Nm la 1900 rot/min. Acest lucru a fost posibil prin adoptarea unei pompe injectie de inalta presiune si a unor injectoare cu duza, dispozitive ce ridica presiunea de injectie la aproximativ 2050 bar. Pe aceasta cale sunt imbunatatite umplerea cilindrilor si randamentul mecanic.



fig. 1.4.

In concurenta cu VW Golf se afla Renault Megane, echipat tot cu un motor de 1,9 l, ce furnizeaza 100 CP (72 kW). Acest motor are un cuplu de 200 Nm la 2000 rot/min. Consumul este de aproximativ 5,2 l/100 km. Acest motor este prezentat in figura 1.5.

fig. 1.5.



Pentru a evidentia avantajele injectiei directe fata de cea cu camera divizata s-a facut un test comparativ intre Audi A3 1,9 TDI si BMW 318 tds. Aceasta comparatie este prezentata in figura 1.6.

fig. 1.6.

Mentionez ca motoarele au amandoua aceeiasi putere 90 CP la 4000 rot/min Audi si 90 CP la 4400 rot/min BMW. Se observa ca motorul cu injectie directa furnizeaza un cuplu mai mare 202 Nm la 1900 rot/min fata de 190 Nm la 2000 rot/min cat furnizeaza motorul BMW, avand de asemenea si un consum mai redus de 4,5 l/100 km (Audi) fata de 5,5 l/100 km (BMW) consum interurban si 6,0 l/100 km (Audi) fata de 7,5 l/100 km (BMW), consum urban.

1.2. Tendinte in constructia motoarelor din aceeiasi clasa

In cadrul constructiei de motoare turbodiesel o optiune tot mai clara o ia folosirea sistemului de injectie Commonrail. Sistemul de inalta presiune COMMONRAIL consta in a alimenta printr-o pompa de inalta presiune pilotata electronic, o rampa care asigura functia de acumulator de presiune pentru carburant. Aceasta rampa este conectata la mai multe injectoare prevazute cu capete de comanda electrohidraulice si dotate cu cinci gauri de foarte mic diametru pentru fiecare injector. Acestea asigura o pulverizare foarte fina direct incamera de ardere. Camera de ardere dispune de un profil specific, conceput pentru a favoriza o foarte buna omogenizare a amestecului de aer si combustibil. Particularitatea sistemului consta in



posibilitatea de a dirija durata injectiei in mod electronic in functie de cantitatea de motorina si de presiunea din rampa. Cartografiile sunt elaborate in asa fel incat sistemul sa respecte acest echilibru in functie de fiecare tip de masina. Aceasta particularitate este folosita pentru a putea realiza inaintea injectiei principale o preinjectie controlata in debit si durata. Aceasta printr-o combustie mai lenta si progresiva,reduce nivelul sonor, cat si emisiile poluante, augumentand performantele la turatii scazute.

Instalati la volanul unei masini cu motor turbodiesel cu sistem de injectie Commonrail vom, avea placuta surpriza de a constata ca timpul de preincalzire a motorului a disparut practic in totalitate. O alta surpriza placuta ar fi faptul ca odata in functiune zgomotul caracteristic aproape a disparut, fiind insesizabil. In acelasi timp vibratiile caracteristice motoarelor Diesel au scazut devenind imperceptibile. Dar evolutia cea mai spectaculoasa apare in timpul demarajului cand nu se observa nici o diferenta fata de o masina echipata cu un motor alimentat cu benzina.

Primul autoturism cu motor diesel a fost realizat acum mai bine de 65 de ani, de catre Mercedes Benz. Constructorul din Stuttgart a realizat in urma cu cativa ani primul motor V8 TDI realizat dupa tehnica commonrail denumite CDI. Pompa de injectie cu patru pistonase radiale introduce motorina in doua conducte sau rampe commonrail, cate una penttru fiecare linie de cilindrii. Injectoarele sunt conectate direct la aceste rampe fara a mai avea conducte separate prin care primeau motorina. In functie de sarcina motorului, presiunea de injectie poate fi intre 250 si 1350 bar. Avansul si cantitatea de motorina dozata de injector sunt controlate de o supapa electromagnetica, la randul ei controlata de computerul de bord. Astfel, fiecare cilindru primeste atat combustibil cat are nevoie. Avantajele fundamentale ale tehnologiei commonrail sunt presiunea mare de injectie la care se poate lucra si posibilitatea dea doza precis, la orice regim de functionare al motorului.

Alfa Romeo a conceput impreuna cu Bosch un sistem denumit Unijet. Principiul de functionare al acestuia consta in realizarea unei pompe de injectie ce are o turatie independenta de cea a motorului. Debitul si turatia sa sunt controlate electronic, la fel ca si timpul de injectie al injectoarelor. Prin 1987, o echipa de cerecetatori de la Universitatea din Zurich au dezvoltat sistemul commonrail, iar trei ani mai tarziu Fiat se afla in faza de preproductie. In 1994 Fiat incepe sa caute un Furnizor competent pentru fabricarea sistemului de injectie, oprindu-se pana la urma la Bosch.

Un senzor de presiune regleaza in permanenta presiunea de combustibil din rampa. Daca presiunea este mai mare decat cea necesara, cantitatea suplimentara de combustibil va trece prin retur direct in rezervor. Performantele sistemului unijet sunt relevante doar amintind caracteristicile injectiei pilot: timp: 200 microsecunde; cantitate: 1,5 mm3 si presiune: 1380 bar. In figura 1.7. este prezentat motorul Alfa Romeo.



fig. 1.7.

Audi a pus la punct un sistem perfectionat de gestiune al motorului. Vechiul mod de injectie cu piston axial putea creste presiunea combustibilului doar pana la 900 bar, ceea ce nu era tocmai suficient pentru motoarele cu injectie directa. Noua pompa de injectie pusa la punct de Bosch poate introduce motorina in camera de ardere cu presiuni pana la 1500 bar. La randul lor injectoarele pot doza motorina in doua faze. Injectia pilot ( o cantitate redusa de combustibil ce intra in cilindru inaintea injectiei principale) limiteaza mult zgomotul caracteristic unui astfel de motor. Sistemul cu patru supape pe cilindru si injector central asigura o omogenitate foarte buna a amestecului aer – motorina, fapt ce duce la o ardere completa, fara multe particule reziduale. Alta noutate este adoptarea turbinei cu geometrie variabila.



fig.1.8.

Ford este ultimul dintre marii constructori europeni care introduce pe autotutrismele sale motoare cu injectie directa de ultima generatie, orientandu-se catre injectia de motorina de inalta presiune. Principiuil este acelasi numai ca exista trei trei procedee derealizare a sa , dezvotate aproape concomitent. Primul este asa numitul commonrail, in care o pompa de mare presiune (1350 bar) trimite motorina intr-o rampa comuna prin care se alimenteaza injectoarele. Este procedeul care asigura cel mai scazut nivel de zgomot, insa puterile litrice nu sunt cele mai mari. O a doua solutie ar fi sistemul pompa – inmjector in care pompa de motorina furnizeaza doar o presiune joasa, presiunea de injectie (2000 bar) fiind realizata chiar in injector. Aceasta solutie a fost utilizata in cadrul vehiculelor usoare doar de VW. Cea de-a treia varianta de injectie directa este o solutie de compromis, astfel pompa furnizeaza combustibil la 1250 bar, dupa care injectorul o ridica pana la 1950 bar. Aceasta pompa denumita VP44, este realizata de Bosch utilizata de Ford Mondeo, BMW 320d si Opel Vectra. In toate cazurile, atat pompele cat si injectoarele sunt controlate electronic. Se preconizeaza ca generatiile urmatoare de injectii directe sa fie capabile de performante si mai mari (cantitatea de combustibil injectata va fi mai mica de 1 mm3).



Cap.2. CALCULUL TERMIC

Calculul termic al ciclurilor motoarelor are ca scop determinarea marimilor de stare ale fluidului motor pentru trasarea diagramei indicate. Cu ajutorul calculului termic se pot determina : alezajul si cursa pistonului, fortele necesare calculului de rezistenta al motorului si unii parametri caracteristici , ca de exemplu puterea si economicitatea motorului.

In cazul motoarelor existente calculul termic poate servi pentru interpretarea diagramei indicate si pentru trasarea diagramei indicate, daca inregistrarea diagramei indicate experimental nu este posibila.

2.1. Alegerea parametrilor fundamentali ai motorului

Raportul de comprimare la motoarele cu aprindere prin comprimare are valori mari pentru ca temperatura aerului comprimat sa fie mai mare decat temperatura de aprindere (autoaprindere) a combustibilului. Limita inferioara utilizata este ε=10.5....12, determinata de pornirea sigura a motorului rece in mediu rece si pentru a evita fumul alb in perioada de incalzire. Limita superioara este superioara a raportului de comprimare este conditionata de presiunea maxima.

Se adopta ε=20.Coeficientul exesului de aer (dozajul de aer). Cantitatea de aer care poate fi arsa in

cilindrul motorului depinde nu numai de masa de aer si de cantitatea teoretica de oxigen necesara arderi, dar si de procedeul de formare a amestecului si de ardere. Coeficientul de exces de aer depinde de sarcina motorului: la m.a.c., la sarcini partiale cantitatea de aer admisa in motor este practic constanta, in timp ce cantitatea de combustibil injectat scade cu sarcina.

Se adopta λ=1.25

2.2. Parametrii de schimbare a gazelor

a. Ipoteze de calcul - fluidul proaspat si gazele reziduale sunt gaze ideale;- dupa intrarea in cilindru, energia cinetica a incarcaturii proaspete se transforma integral in caldura

b. Conditiile initiale de stare presiunea si temperatura fluidului proaspat la intrarea in motor, in cazul admisiei normale sunt presiunea si temperatura mediului ambiant p0 si T0 care pentru conditiile standardizate au valorile p0 =1 bar si T0 = 298 K (STAS 6635-82); pentru motoarele cu admisie fortata, supraalimentate, presiunea si temperatura de la intrarea in motor sunt presiunea si temperatura de la iesirea din suflanta.



- presiunea la iesirea din suflanta este:

- temperatura aerului la iesirea din suflanta este:

unde m este exponentul politropic de comprimare in suflanta.Se adopta m = 1,8

c. Presiunea si temperatura gazelor reziduale Presiunea gazelor reziduale pr la motoarele in patru timpi se considera ca este

egala cu presiunea medie din colectorul de evacuare. Valorile se pot calcula dupa relatia:

Temperatura gazelor reziduale depinde de: tipul motorului, raportul de

comprimare si coeficientul de exces de aer; valorile lui Tr sunt cuprinse intre Tr = 600 – 900 K.

Se adopta Tr = 850 K.d. Cresterea de temperatura a fluidului proaspat ΔT Fluidul proaspat se incalzeste in contact cu peretii sistemului de admisie si ai

cilindrului.Cresterea de temperatura depinde de viteza fluidului proaspat, de durata admisiei, de temperatura peretilor si a fluidului proaspat. ΔT ia valori intre (-5°C) – (+10°C).Valoarea negativa este pentru supraalimentarea fara racire intermediara cand temperatura aerului proaspat este mai mare decat temperatura peretilor.

Se adopta ΔT = 6 K.

e. Presiunea din cilindru la sfarsitul cursei de admisie p a

Se adopta coeficientul de postumplere νp = 1,14.



f. Coeficientul gazelor reziduale γ r

Valorile coeficientului gazelor reziduale pentru motoare supraalimentate sunt cuprinse intre γr = 0,00 – 0,03.

g. Temperatura la sfarsitul admisiei T a

Temperatura Ta se poate determina din ecuatia bilantului termic aplicat fluidului proaspat inainte si dupa amestecarea cu gazele arse. Se considera ca amestecarea se produce la presiune constanta, iar capacitatea calorica specifica a amestecului este egala cu a fluidului proaspat:

Pentru motoarele in patru timpi supraalimentate temperatura de admisie este

Ta = 320 – 400 K.

h. Coeficientul de umplere η v

Este definit prin raportul dintre cantitatea de fluid proaspatretiuta in cilindru la sfarsitul admisiei si cantitatea posibila de a fi introdusa in cavitatea Vh in conditiile de temperatura si presiune de la intrarea in motor.

Pentru motoare cu aprindere prin comprimare supraalimentate valoare lui ηv este cuprinsa intre 0,80 – 0,97.

2.3. Parametrii procesului de comprimare

Presiunea si temperatura la sfarsitul comprimarii se calculeaza aproximand comprimarea ca evolutie politropica cu un exponent politropic constant n1.

Se adopta n1 = 1,35.Presiunea la sfarsitul comprimarii:

Temperatura la sfarsitul comprimarii:



2.4. Parametrii procesului de ardere

Ipoteze de calcul- capacitatile calorice specifice depind numai de temperatura- arderea se desfasoara dupa evolutii simple: ciclul mixt;- compozitia fluidului motor la sfarsitul arderii depinde de coeficientul excesului

de aer; pentru λ≥1, produlele arderii sunt CO2, H2O, O2 si N2, iar pentru λ<1, produsele arderii sunt CO2,CO, H2O, H2 si N2;

- gazele reziduale au compozitia gazelor de la sfarsitul arderii;- caldura dezvoltata prin ardere este egala cu caldura de reactie chimica la

presiunea si temperatura mediului inconjurator, degajata pana la formarea produselor de ardere, neglijandu-se variatia caldurii cu temperatura;

- variatia energiei interne a fluidului motor si efectuarea lucrului mecanic exterior in timpul arderii sunt efectul caldurii utile masurate prin coeficientul de utilizare a caldurii, care tine seama de caldura degajata prin ardere si de pierderile de caldura aferente.

Se adoptă următoarea compoziţie a motorineic = 0,857 Kgh = 0,133 Kgo = 0,010 Kg- coeficientul de utilizare a căldurii x = 0,85- coeficientul de creştere a presiunii p = 1,9- puterea calorica inferioara Qi=41868 kJ/kg

Aerul minim necesar arderii a 1 Kg de combustibil se calculează cu relaţia:

Cantitatea reală de aer necesară arderii combustibilului este:

Coeficientul teoretic de variaţie molară a încărcăturii proaspete:

Coeficientul real de variaţie molară a încărcăturii proaspete:

Căldura specifică molară medie a amestecului iniţial:

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



Temperatura la sfîrşitul arderii Þ

Presiunea la sfîrşitul arderii:

Gradul de destindere prealabilă se calculează cu formula:

2.5. Calculul destindererii

Destinderea este evaluata printr-o evolutie politropica, cu un exponent politropic n2 constant.Valoarea exponentului depinde de cantitatea de combustibil care arde in destindere, de schimbul de caldura cu peretii si de pierderile prin neetanseitati.

Valorile exponentului politropic n2 pentru motoare cu aprindere prin comprimare sunt cuprinse intre 1,18 – 1,28.

Se adopta n2 = 1,28.Se calculeaza gradul de destindere:

Relatiile de calcul pentru presiunea si temperatura de la sfarsitul cursei de destindere sunt:

2.6. Parametrii principali ai motorului

Se adopta urmatoarele valori pentru:- coeficientul de rotunjire a diagramei: μr = 0,94- randamentul mecanic: ηm = 0,75

a. Presiunea medie a ciclului teoretic



Se obtine din relatia:

b. Presiunea medie indicata

c. Randamentul indicat al motorului

d. Presiunea medie efectiva a motorului

e. Randamentul efectiv al motorului

f. Consumul specific efectiv de combustibil

2.7. Dimensiuni fundamentale ale motorului

Dimeniunile fundamentale ale unui motor sunt diametrul cilindrului D si cursa pistonului S care in legatura cu dispozitia cilindrilor, distanta intre cilindri, raportul



dintre raza arborelui si lungimea bielei λb si numarul de cilindrii i determina in ansamblu dimensiunile motorului cu piston.

Pentru determinarea dimensiunolor fundamentale se adopta raportul cursa – alezaj Φ = S/D = 0,96.

a. Capacitatea cilindica necesara

b. Determinarea alezajului si a cursei

Se adopta D = 80 mm.Pentru motoare de autoturisme diametrul se inscrie intre dimensiunile D = 70 –

110 mm.Cursa pistonului se determina cu relatia:

Se adopta cursa S = 77 mm.

c. Viteza medie a pistonuluiPentru autoturisme viteza medie a pistonului se inscrie intre valorile Wm = 7 –

13 m/s.

d. Cilindreea totala a motoruluiSe calculeaza cu relatia:

e. Puterea litrica a motorului



2.8. Trasarea diagramei indicate

a. Volumul la sfarsitul cursei de admisie

b. Volumul la sfarsitul comprimarii

Va=Vb;Vc=Vz’;

Se adopta urmatoarele masuri pentru corectarea diagramei:- unghiul de avans la aprindere αinj = 35RAC;- ungihul de avans la evacuare αev = 40RAC;- raportul dintre cursa si alezaj λb=1/3,6.

Determinarea punctului c’:

Determinarea pozitiei punctului b’:

Determinarea punctului a’:

Politropa a-c:



Politropa z-b:

Tabelul 2.1Vx, [dm3] 0,1 0,2 0,3 0,4

politropa a-cpx٠105 N/m2

9.88 3.877 2.243 1.521

politropa z-bpx٠105 N/m2

32.05 13.2 7.856 5.436

Dezaxarea:



Cap.3. CALCULUL DINAMIC SI ORGANOLOGIC

3.1. CALCULUL DINAMIC

3.1.1. Cinematica mecanismului biela – manivela

In ipoteza ca arborele cotit se roteste cu viteza unghiulara constanta, unghiul sau de rotatie este proportional cu timpul.In calcule se considera ca pozitia initiala este unghiul α pentru care pistonul este cel mai indepartat de axa arborelui cotit.

3.1.1.1 Deplasarea pistonului

Se va determina legea de variatie a deplasarii Xp a pistonului in functie de unghiul α.

fig.3.1. Mecanismul biela – manivela cu piston

Dupa cu rezulta din figura, deplasarea Xp a pistonului se determina proiectand conturul A’ABO pe directia de deplasare.



Se introduce raportul λ = r/l ca o marime ce caracterizeaza mecanismul biela – manivela. Pentru motoarele de autovehicule: λ = 1/3,5...1/4,2.

Se adopta λ = 1/3,6.

Din ΔAOB Þ

Dezvoltand relatia obtinuta dupa binomul lui Newton se obtine expresia simplificata a deplasarii:

Semnul “+” inaintea termenului al doilea corespunde deplasarii pistonului de la p.m.s. la p.m.i., iar semnul “–“ corespunde deplasarii de la p.m.i. la p.m.s.

Tinand cont ca R = S/2 = 77/2 = 38,5 mm Þ l = r/λ = 38,5 ּ3,6 =138,6 mm.

3.1.1.2.Viteza pistonului

Se obtine prin derivarea expresiei deplasarii in raport cu timpul.

unde ω este viteza unghiulara de rotatie a arborelui cotit si are expresia:

Deci expresia simplificata a vitezei pistonului este:

Viteza pistonului poate fi considerata ca suma a doua armonice:

Constructia grafica a variatiei vitezei pistonului in functie de unghiul de rotatie al manivelei sw poate obtine trasand sinusoida de ordin I:



si sinusoida de ordin II:

,si apoi adunand algebric ordonatele lor.Se observa ca la α = 0 si la α = 180 (adica in p.ms. si

p.m.i.) viteza pistonului este egala cu zero, ceea ce conditioneaza in aceste puncte schimbarea directiei de miscare a pistonului. La α = 90 , Vp = Rω, viteza pistonului este egala cu viteza de rotatie a fusului maneton.

Pozitia vitezei maxime a pistonului poate explica forma uzurii cilindrului in lungul axei sale.

Unul din parametrii care caracterizzeaza constructia motorului este viteza medie a pistonului:

Viteza medie a pistonului la motoarele pentru autovehicule variaza intre limitele 6,5 – 15 m/s. Valorile mai mari se refera la motorele pentru autoturisme.

Deoarece uzura cilindrului, pistonului si segmentilor este proportionala cu viteza medie a pistonului, pentru marirea fiabilitatii se tinde spre reducerea ei.

Viteza maxima se poate determina cu relatia:Vmax = 1,625 ּVmed

3.1.1.3.Acceleratia pistonului

Se obtine derivand in raport cu timpul expresia vitezei pistonului.

sau

j = Rω2(cosα λcos2α)Expresia acceleratiei e compusa din doua armonici:

jI = Rω2cosα,jII = Rω2λcos2α.

Acceleratia atinge valoarea maxima cand:

dj/dα = Rω2(sinα + 2λsin2α) = 0Astfel:sinα+2λsin2α = sinα+4λsinαcosα = sinα(1+4λcosα) = 0.

Daca sinα = 0, acceleratia maxima va fi pentru α=0 si α=180 , adica in p.m.s. si p.m.i.



Deci:jα=0 =Rω2(1+λ)jα=180 =Rω2(1-λ)

Unghiul de rotatie al arborelui cotit, la care acceleratia pistonului este egala cu zero, corespunde unghiului la care viteza pistonului are valoare maxima.

3.1.2. Determinarea fortelor in mecanismul biela – manivela

In timpul functionarii motorului,asupra mecanismului biela – manivela actioneaza fortele date de presiunea gazelor din cilindru si fortele de inertie ale maselor acestui mecanism aflate in miscare. Fortele de frecare se neglijeaza in calculul dinamic al mecanismului. Fortele de inertie ale maselor aflate in miscare sunt constituite din fortele de inertie ale maselor aflate in miscare alternativa de translatie si fortele de inertie ale maselor aflate in miscare de rotatie. Analiza acestor forte este necesara pentru determinarea sarcinilor in lagare, pentru cercetarea oscilatiilor de torsiune.

3.1.2.1.Forta de presiune a gazelor

Variatia de presiune a gazelor in functie de cursa pistonului sau de unghiul de rotatie al arborelui cotit se determina dupa diagrama indicata. Aceasta diagrama reda in mod normal variatia presiunii gazelor in functie de cursa pistonului.

Forta de presiune a gazelor de determina cu relatia:Fg = (pg – p0)·Ap, undeAp – aria suprafetei capului pistonului, Ap = πD2/4 = π0,082/4 = 0,005 m2;pg – presiunea gazelor in cilindru dupa diagrama indicata;p0 – presiunea mediului ambiant.

Prin urmare, diagrama indicata desfasurata va reprezenta la o scara corespunzatoare variatia fortei data de presiunea gazelor in functie de unghiul de rotatie al arborelui cotit, Fg =f(α). Forta de presiune a gazelor este indreptata dupa axa cilindrului si poate fi considerata aplicata in axa boltului de piston. Aceasta forta este considerata pozitiva cand este orientata spre axa arborelui cotit si negativa cand este orientata in sens invers (la pg<p0). Forta maxima se considera, de obicei, in p.m.s.

3.1.2.2.Fortele de inertie



3.1.2.2.1. Fortele de inertie ale maselor in miscare de translatie F j

Se determina prin multiplicarea maselor mj, considerate in axa boltului de piston, cu acceleratia pistonului, adica:Fj = mjj

Masele aflate in miscare de translatie sunt constituite din masa pistonului asamblat, mp, cuprinzand masa pistonului, segmentilor, boltului si sigurantelor acestuia si o parte din masa bielei m1b, care se considera concentrata in axa piciorului acestei. Astfel:mj = mp+mIb

Se adopta:mp = 1,02 kg

Intreaga masa a bielei se considera aproximativ concentrata in cele doua axe in care este articulata, respectiv in axa piciorului bielei, m1b, respectiv in axa capului bielei, m2b. Prima compponenta a masei bielei este luata in calcul la determinarea fortei de inertie Fj, iar a doua componenta, m2b, se adauga maselor rotitoare ale manivelei.

Se adopta:mb = 1,275 kgm1b = 0,275mb = 0,2751,275 = 0,351 kgm.2b = 0,725mb = 0,7251,275 = 0,924 kg

Fortele de inertie Fj, se pot exprima , tinand seama de expresia generalizata a expresiei acceleratiei pistonului sub forma urmatoare:Fj = mjRω2(cosα+λcos2α+kλsinα).mj = mp+m1b = 1,02+0,351 = 1,37 kgForta de inertie Fj poate fi considerata ca suma a doua forte corespunzatoate primelor doua armonice ale acceleratiei pistonului, respectiv:Fj = FjI+FjII

unde:FjI = mjRω2(cosα+kλsinα)FjII = mjRω2λcos2α.

Fortele de interactioneaza de-a lungul axei iclindrului in cazul cand axa boltului intersecteaza axa cilindrului.

Daca se practica o dezaxare a boltului fata de axa pistonului, fortele de inertie Fj vor actiona dupa o dreapta care trece prin centrul de masa al sistemului de mase mp si m1b situata intre axa boltului si a cilindrului. De regula dezaxarile boltului sunt foarte mici, de aceea pentru calculul dinamic se pot neglija.



3.1.2.2.2. Fortele de inertie ale maselor in miscare de rotatie Fr

Aceste forte de inertie se pot exprima prin relatia urmatoare:Fr = mrRω2

Masele rotitoare sunt constituite din masa fusului maneton mfm, masa bratelor de manivela redusa la raza R si masa bielei considerata pe axa manetonului m2b, adica:mr = mfm+2(mbr)R+m2b

Se adopta: mr = 2,7 kg.

3.1.2.3.Fortele sumare care actioneaza in mecanismul biela – manivela

Aceste forte rezulta din actiunea concomitenta a fortelor de presiune a gazelor asupra pistonului si a fortelor de inertie a maselor mecanismului aflate in miscare.

Forta sumara care actioneaza de-a lungul axei cilindrului este egala cu suma algebrica a fortei create de presiunea gazelor Fg

si forta de inertie Fj, adica:F = Fg + Fj

Forta F se calculeaza tabelar si se construieste curba F = f(α).



fig.3.2. Fortele si momentele care actioneaza in mecanismul biela – manivela

In figura de mai sus se prezinta schema de descompunere a fortelor sumare F. Forta F aplicata i axa boltului se descompune in doua componente, una de sprijin, normala la axa cilindrului N, si una dupa axa bielei B.

N = Ftgβ [N]B = F/cosβ [N]Calcul fortelor N si B se face tabelar si se construiesc

curbele N = f(α) si B = f(α).In axa fusului maneton, forta B se descompune in doua

componente, una radiala Z, si una tangentiala T, expresiile lor fiind urmatoarele:

Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor T si Z se traseaza curbele T=f(α) si Z=f(α).

Forta tangentiala T este singura forta care produce momentul motor. Expresia momentului motor este:

Raza manivelei R fiind constanta curba de variatie a momentului motor functie de unghiul α depinde numai de variatia fortei T functie de unghiul α.

Momentul monocilindrului se repeta dupa efectuarea fiecarui ciclu, deci perioada momentului motor este egala cu perioada unui ciclu c.

3.1.3. Alegerea ordinii de lucru a cilindrilor

Pentru realizarea unei succesiuni optime de functionare a cilindrilor motorului si o echilibrare naturala cat nmaicompleta a fortelor de inertie si a momentelor acestora, trebuie stabilita o anumita pozitie relativa a manivelelor arborelui cotit.



Succesiunea optima de functionare se stabileste din conditia distributiei uniforme a exploziilor succesive dintre doi cilindrii vecini, pentru a nu rezulta sarcini medii prea mari pe fusurile paliere dintre acestia.

Pentru o achilibrare naturala cat mai completa a fortelor de inertie si a momentelor acestor forte trebuie cautate acele pozitii relative ale manivelelor arborelui cotit pentru care fortele centrifuge de ordin I si II se anuleaza reciproc. De asemenea, pentru echilibrarea momentelor date de fortele de inertie, trebuie ca manivelele sa fie dispuse “in oglinda”, adica manivelele egal departate de mijlocul arborelui cotit sa fie in acelasi plan si sa fie orientate in acelasi sens.

Pentru motorul in 4 cilindrii manivelel sunt decalate la 180.Tinand cont de cele prezentate mai sus se alege urmatoarea

ordine de aprindere:1 – 3 – 4 – 2 – 1

Tabelul 3.1. 0 180 360 540 720

cil.1

A C D Ev

cil.2

C D Ev A

cil.3

Ev A C D

cil.4

D Ev A C

Momentul pe fusul palier este dat de suma momentelor cilindrilor precedenti.

Momentul poliucilindric Mt se obtine prin insumarea valorilor momentului motor monocilindric in raport cu ordinea de aprindere. La insumare se tine cont de semnul momentelor.

Se constata ca momentul total apare ca o functie periodica cu perioada:

unde: i – numarul cilindrilor - numarul timpilor motorului.Pe baza calculului tabelar se traseaza curba Mt=f(α)Se determina valoarea medie a momentului motor ca,

medie aritmetica a valorilor instantanee ale momentului motor.



Cu ajutorul momentului mediu se calculeaza puterea indicata a motorului:

Puterea indicata trebuie sa fie egala cu puterea indicata calculata la calculul termic cu relatia:

Se admite o abatere de 5%.

3.1.4. Forte care actioneaza asupra fusurilor arborelui cotit

Determinarea fortelor care actioneaza asupra fusurilor arborelui cotit este necesara pentru dimensionarea corecta a fusurilor si lagarelor, in scopul de a evita incalzirea lagarelor si a se asigura pelicula de ulei necesara ungerii acestora.

3.1.4.1.Forte care actioneaza asupra fusului maneton Asupra fusului maneton, cînd lucrează o singură bielă, acţionează forţa S (de

compunere Z şi T) şi forţa centrifugă Fcb determinată de masa bielei cu mişcare de rotaţie. Rezultanta Rm se află grafic prin însumare vectorială. Se consideră un sistem

de axe Z - T care se roteşte împreună cu arborele cotit, ţinând seama pentru forţe de regula semnelor precizate la punctul 3.2.3.



fig. 3.3 Forte ce actioneaza asupra fusului maneton

Se aşează la scară forţele Za, Ta corespunzător unui unghi de rotaţie oarecare a; din compunerea acestor două forţe se obţine Sa. Din punctul O în sens pozitiv al axe Z se aşează la scară valoarea forţei Zb obţinându-se la scară polul O. Se uneşte

polul O cu vârful vectorului Sa, obţinîndu-se vectorul rezultant (Rm)a.

Matematic aceasta se poate scrie: (Rm)a = Sa+(-Fcb), sau (Rm)a = Sa-(+Fcb), deoarece forţa Fcb la w - ct, este constant

pentru orice unghi a. Prin unirea succesivă a tuturor vârfurilor vectorilor Sa se obţine diagrama polară a fusului maneton.

Pe baza diagramei polare se construieşte în coordonate carteziene Rm-a,

variaţia forţei rezultate Rm, se detremină valoarea ei maximă (Rm)max, valoarea

medie (Rm)med, raportul (Rm)max / (Rm)med, concretizând gradul de şoc al

lagărului şi este cuprins între 2...3.In cazul de faţă:

Cu ajutorul diagramei polare se construieşte diagrama de uzură a fusului maneton, în ipoteza că masa este proporţională cu forţele care acţionează asupra fusului maneton.

La construirea diagramei, se consideră că rezultanta forţelor care solicită fusul se distribuie pe suprafaţa lui la 60 de ambele părţi a punctului de aplicaţie.

3.1.4.2. Forte ce actioneaza asupra fusului palier



Construcţia diagramei pentru fusul palier ţine seama de unghiul de decalaj dintre manivelele fusului, ordinea de aprindere a cilindrilor şi numărul fusurilor paliere. Pentru obţinerea diagramei polare în sistemul de coordonate Z - T astfel încât axa Z să coincidă cu axa Z a manivelei corespunzătoare cilindrului perpendiculară, iar axa T perpendiculară pe aceasta.

fig.3.4. Forte ce actioneaza asupra fusului palierSe determină forţele: Z`a, T`a.

Se reprezintă aceste forţe pentru fiecare unghi a, şi din compunerea acestor forţe se obţine Ka.

3.2. CALCULUL ORGANOLOGIC

3.2.1. Calculul cilindrilor motorului

Se adopta varianta de cilindrii cu camasi umede.



In timpul functionarii peretii cilindrului sunt solicitati de forta de presiune a gazelor, forta normala de sprijin a pistonului si dilatarii.

Se adopta ca material fonta aliata cu crom si molibden avand rezistenta sporita la frecare si la solicitari termice avand:

Duritatea 270 HB Rezistenta la incovoiere minima 46105 daN/m2.

3.2.1.1.Calculul grosimii cilindrilor

Grosimea peretelui: = 0,095D = 0,09580 =7,6 mmSe adopta = 7.5 mm.Tensiunea in plan longitudinal:

Diametrul exterior al cilindrului: D1 = D+2 = 80+27.5 = 95 mmDiametrul mediu al cilindrului:

Tensiunea de tractiune in sectiunea transversala:

Tensiunea de incovoiere:

N – forta normala pe peretele cilindrului N = 6737.58 N



h – distanata de la P.M.I. pana la axa boltului h = 50 mm

3.2.1.2.Calculul camasii

Di = 2+D = 27.5+80 = 95 mmDs = Di +3 = 95+3 = 98 mmDg = Ds +6 = 98+6 = 104 mmSe adopta: 1 = 0.5 mm 2 =0.2 mm

fig.3.5

fig.3.6.a.

Alegerea elementelor de etansare:



fig 3.6.b.Di[mm]

d [mm]

b [mm] t [mm]

95 2.62 3.6 2.3

Diametrul (gulerului) mediu de etansare:

Inaltimea gulerului

Fs – forta de strangere a camasii pe bloc.

Mi – momentul incovoietor ce actioneaza in gulerul camasii.

Se adopta Hg = 10.5 mm

3.2.2. Calculul pistonului



fig.3.7.

Se calculeaza urmatoarele dimensiuni ale pistonului:Grosimea capului pistonului: = 0.25D = 0.2580 = 20 mmGrosimea mantalei pistonului: g = 4 mmInaltimea: l = 0.59D = 0.5980 = 47.2 mm

Se adopta l = 47 mmLungimea mantalei: L = 0.71D = 0.7180 = 57 mmLungimea pistonului: H =1.12D = 1.1280 = 90 mmDiametrul bosajelor: ds = 0.5D = 0.580 = 40 mmDistanta intre bosaje: b = 0.5D = 0580 = 40 mmInaltimea protectiei segmentului de foc: h = 0.12D = 0.1280 = 9.6 mm

Se adopta h = 10 mm.Diametrul interior: di = 0.65D = 0.6580 = 52 mm

Efortul unitar la incovoiere la extremitatea capului pistonuluiCapul se considera o placa circulara, liber sprijinita pe un contur inelar, incarcata cu sarcina uniform repartizata data de forta de presiune a gazelor maxima.

Se adopta ca material aliaj eutectic ATCSi12CuMgNi conform STAS 201-77, avand ai = 300 MPa.

Efortul unitar in sectiunea A-ASolicitarea de comprimare



Presiunea specifica pe manta:

Diametrul pistonului la montaj:Δ` = 0.0008ds = 0.000840 =0.032 mm

3.2.3. Calculul boltului Dimensionarea boltului

fig.3.8.

fig.3.9. Schema de incarcare a boltului

Se adopta bolt flotant, iar ca material se adopta 41MoCrNi13.Diametrul boltului: db = 0.34D = 0.3480 = 25.6 mm



Se adopta db = 26 mm.Diametrul interior al boltului: dib = 0.6db = 0.626 = 15.6 mmLungimea boltului: l = 0.87D = 0.8780 = 69.5 mm

Se adopta l = 70 mm.Lungimea bucsei bielei: lb = 0.42D = 0.4280 = 33.6 mm

Se adopta lb = 34 mm.Lungimea bosajelor pistonului: Lp = 1.3lb/2 =1.334/2 =22.1 mm

3.2.3.1. Verificarea la uzura

Presiunea in locasul din piston:

Fgmax = 79544 N – forta de presiune maxima a gazelorFjmax = 11633 N – forta de inertie a maselor in miscare de translatieFmax = 59503 N – forta maxima ( F=Fg+Fj)

Presiunea in piciorul bielei:

3.2.3.2. Verificarea la incovoiere

Tensiunea maxima determinata de momentul incovoietor la mijlocul boltului se calculeaza cu relatia:

unde: j = 3.5 mm – distamnta dinter piciorul bielei si bosajele din piston. α = dib/db = 15.6/26 = 0.6

i =327.371<ai = 350 MPa

Coeficientul de siguranta

In cazul boltului flotant solicitarea variaza dupa cilclul simetric, iar pentru determinarea coeficientului de siguranta se utilizeaza relatia:



unde: βk = 1 – coeficient efectiv de concentrare la sarcini variabile ε = 0.85 – factor dimensional = 1.3 – coeficientul starii suprafetei (pentru bolt calit) -1 = 365 MPa – rezistenta la oboseala a materialului

Valoarea minima a coeficientului de siguranta trebuie sa fie cuprinsa intre 1,0...2,2.

3.2.3.3. Verificarea la forfecare

Verificarea la forfecare se realizeaza in sectiunile dintre partile frontale ale bosajelor si piciorul bielei.Tensiunea unitara la forfecare se determina cu relatia:

af = 175 MPa;=168.48<af=175 MPa.

3.2.3.4. Verificarea la ovalizare a boltului

Pentru a se studia ovalizarea se considera boltul o grinda curba in sectiune transversala incarcata cu o sarcina distribuita sinusoidal (p = p0sin)

Deoarece ipoteza nu este riguros exacta, rezultatele se corecteaza prin majorarea fortei F cu un coeficient care tine seama de raportul dimensiunilor(α).

Tensiunile unitare de incovoiere intr-o sectiune oarecare iau urmatoarele valori in fibra interioara(i) si in fibra exterioara(e).

unde:f1=0.5cos+0.3185(sin- cos)=0.5cos90+0,3185(sin90-90cos90)=12.905f2=f1- 0.406 = 12.499r = db(1+α)/4 = 26*(1+0.6)/4 = 10.4 mm



h = db(1 – α)/2 = 26(1 – 0.6)/2 = 5.2 mm

K = 1.5 – 1.5(α – 0.4)3 = 1.5-1.5(0.6 – 0.4)3 =1.488

(i)=0=Fmax1/ldb = 595039.8 / 7026 = 289.236 MPa(i)=90= Fmax2/ldb = 595037 / 7026 = 228.365 MPa(e)=0= Fmax3/ldb = 595033.5 / 7026 =114.42 MPa(e)=90= Fmax4/ldb = 595038 / 7026 = 261.55 MPa

Tensiunile unitare iau valori extreme in sectiunile longitudinale, paralele cu planul cilindrilor si normale pe planul cilindrilor. In sectiunea =0, in fibra exterioara apar tensiuni unitare de intindere, iar in fibra interioara apar tensiuni unitare de compresiune. In sectiunea =90 eforturile unitare in cele doua fibre isi schimba semnul. Valoarea admisibila pentru tensiunile unitare de incovoiere este cuprinsa in intervalul 140 ... 300 MPa.

Deformatia maxima de ovalizare se porduce intr-un plan normal pe axa cilindrului si se calculeaza cu relatia:

fig.3.10. Repartitia sarcinii

Δ = 0.00055db = 0.0005526 = 0.014 mm Δ – jocul radial la caldΔmax Δ/2

3.2.3.5. Calculul jocului la montaj

Pentru a mentine jocul la cald in limitele recomandate pentru o buna functionare este necesar sa se calculeze jocul de montaj dintre bolt si locasul sau din piston:



unde:αb = 1210-6 [1/K] – coeficientul de dilatare termica al materialului boltului;αp = 1710-6 [1/K] – coeficientul de dilatare termica al materialului pistonului;tb = 423 K – temperatura boltului;tp = 450 K – temperatura pistonului;t0 = 293 K – temperatura madiului ambiant.

3.2.4. Calculul segmentilor

Se adopta ca material fonta cenusie Fc100.Calculul segmentului urmareste urmatoarele obiective:

1. Sa se stabileasca forma in stare libera si marimea fantei astfel incat prin strangere pe cilindru segmentul sa dezvolte o repartitie de presiune determinata;

2. Sa se stabileasca cele doua dimensiuni de baza ale segmentului b si t;

3. Sa se verifice ca tensiunile care apar in segment la deschiderea lui pentru montaj sa nu depaseasca limita admisibila;

4. Sa verifice fanta la cald pentru a preveni unirea capetelor in timpul functionarii.



fig.3.11. Curba de repartitie a presiunii segmentului pe oglinda cilindrului

3.2.4.1.Presiunea medie

Se determina cu relatia:

unde:E =1.2105 MPa – modulul de elasticitate;g =0.196;KM = 1.742;D/t = factor constructiv de baza al segmentului.Se adopta pmed = 0.3 MPa.Cu cresterea turatiei si a diametrului D valoarea presiunii medii scade.

fig.3.12.

3.2.4.2.Calculul profilului segmentului in stare libera

Se adopta grosiumea si latimea segmentului:b = 3 mm si t = 4 mm.



Se adopta raza maxima respectiv raza medie a segmentului:r = D/2 = 80/2 =40 mmrmed = r - 0.5t =40 – 0.54 = 38 mm. Parametrul constructiv al segmentului

Momentul de inertie al sectiunii:

Deschiderea in stare libera a capetelor segmentului:

3.2.4.3.Tensiunea maxima

Tensiunea maxima admisibila: amax = 350 MPa.max < amax.

3.2.4.4.Tensiunea la montarea pe piston

fig.3.13.



unde m = 2 – coeficientul pentru montare cu clestele.

3.2.4.5.Jocul la capetele segmentului

unde:Δ3 = 0.0055D = 0.044 mm jocul la capetele segmentului in stare calda;αs = αc =1110-6 [1/K] – coeficienti de dilatare;Δts =ts – t0 = 200 K - diferenta intre temperatura segmentului si temperatura mediului ambiant , la rece;Δtc = tc – t0 = 100 K - diferenta intre temperatura segmentului si temperatura mediului ambiant , la cald.

3.2.5. Calculul bielei

Se adopta ca material otel carbon de calitate, marca OLC45X, conform STAS 880-79.

3.2.5.1. Calculul piciorului bielei

fig.3.14. Dimensiunile piciorului bielei

Diametrul exterior al piciorului: de = 1.61db = 1.6126 = 42 mm;Grosimea radiala a piciorului: hp = 0.18db = 0.1826 = 5.5 mm;



Grosimea radiala a bucsei: hb = 0.083db = 0.08326 =2.5 mm.

In timpul functionarii, in piciorul bielei iau nastere tensiuni determinate de :1. Solicitarea de intindere produsa de forta de inertie a grupului piston;2. Solicitarea de compresiune produsa de rezultanta data de forta de presiune a

gazelor si forta de inertie;3. Solocitarea de fretare produsa la presarea bucsei sau a boltului in picior.

3.2.5.1.1. Solicitarea de intindere

Forta de intindere are valoarea maxima cand forta datorata presiunii gazelor este minima, deci cand pistonul se afla la PMS la inceputul cursei de admisie.

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

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

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

Forta de intindere se determina cu relatia:

Unghiul la care se afla sectiunea periculoasa: A = 219.



fig. 3.15.

In sectiunea periculoasa A-A ia nastere momentul incovoietor:

si forta normala:

Tensiunile de intindere in sectiunea A-A: in fibra exterioara:

in fibra interioara:

unde:k – coeficient de repartizare a fortei intre bucsa si piciorul bielei

in care:Ep = 2.1105 MPa – modulul de elasticictate al materialului bieleiEb = 1.15105 MPa – modulul de elasticictate al materialului bucsei

3.2.5.1.2. Solicitarea de compresiune



Forta de compresiune are valoarea maxima cand presiunea din cilindru are valoarea maxima.

Fc = Fmax = 59503 N.

Calculul tensiunilor produse in piciorul bielei de solicitarea de compresiune se efectueaza in urmatoarele ipoteze:

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

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

fig.3.16.

Momentul incovoietor si fortanormala in sectiunea A-A, determinate de forta de compresiune pot fi calculate cu relatiile:



Tensiuni de comprimare in fibra exterioara

in fibra interioara

Tensiunea admisibila este: a = 150 MPa.

3.2.5.1.3. Tensiuni produse de presiunea dintre bucsa si picior

In timpul functionarii motorului la strangerea de montaj (Dm) se adauga o solicitare suplimentara de compresiune (Dt) datorita dilatarii bucsei de bronz.

Dilatarea termmica a bucsei se poate determina cu relatia:

unde:di – diametrul interior al piciorului bielei;di = de - 2hp = 42 - 25.5 = 31 mmαbs =1810-6 [1/K] – coeficientul de dilatare al materialului bucsei;αbs =1010-6 [1/K] – coeficientul de dilatare al materialului bielei;T = 400 K – temperatura piciorului bielei;T0 = 293 K – temperatura mediului ambiant.

Presiunea datorata strangerii poate fi obtinuta cu expresia:



unde:Ebs = 1.12105 MPa – modulul de elasticitate al materialului bucsei;Eb = 2.1105 MPa – modulul de elasticitate al materialului bielei; =0.3 – coeficientul lui Poisson.

Eforturile unitare: in fibra exterioara

in fibra interioara

3.2.5.1.4. Coeficientul de siguranta

Calculul se face pentru fibra exterioara care este cea mai solicitata, in ipoteza unei solicitari de oboseala dupa un ciclu simetric de intindere – compresiune, in sectiunea de incastrare.

unde:-1t = 250 MPa – rezistenta la oboseala pentru ciclul simetricβk = 1 – coeficient de concentrareε = 0.8 – factor dimensional = 0.7 – coeficient de calitate a suprafetei = 0.12 – coeficient ce depinde de caracteristica materialului.

Se admite un coeficient de siguranta cuprins intre 2.5 si 5.

3.2.5.1.5. Deformatia piciorului bielei

Momentul de inertie al suprafetei sectiunii piciorului:



Deformatia se calculeaza cu relatia:

3.2.5.2. Calculul corpului bielei

fig.3.17.Dimensiunile caracteristice:

HII = 0.6de = 0.642 =25.116 mm; Se adopta HII = 25 mm;HIII = 1.3HII = 1.325 = 32.6 mm;B = 0.75HII = 0.725 = 17.1 mm.

Corpul bielei se calculeaza fiind supus la: intindere de forta de inertie maxima a maselor aflate in

miscare de translatie compresiune de rezultanta dintre forta maxima a gazelor si

forta de inertie.Sectiunea de calcul a corpului bielei depinde de forma

acestuia.In cazul unei sectiuni transversale constante sau usor variabile pe lungime, sectiunea de calcul se alege la mijlocul bielei



(sectiunea A-A).Sectiunea de calcul este solicitata la intindere de catre forta de inertie a maselor ansamblului piston si a masei situate asupra ei.

3.2.5.2.1. Calculul la oboseala

Forta care solicita biela la comprimare este:Fcp = Fgmax+Fjmax = 91180 N

Efortul unitar de comprimare in sectiunea dinspre picior:

unde: A = 354.136 mm2 – aria sectiunii de calcul.

in care: Kf =1.1 – factor ce tine seama de flambaj.

Efortul unitar de intindere in sectiunea dinspre picior:

3.2.5.2.2. Calculul coeficientului de siguranta

3.2.5.3. Calculul capului bielei

Capul bielei se racordeaza cu raze mari la corpul bielei de aceea solicitarea de compresiune a acestuia este neinsemnata.

Solicitarea de intindere se transmite numai capacului si este determinat de forta de inertie a pieselor aflate in miscare de translatie si de forta centrifuga a masei bielei care efectueaza miscarea de rotatie mai putin masa capacului bielei.



fig.3.18.

Calculul tensiunilor se realizeaza admitand urmatoarele ipoteze:

capul bielei este o bara curba continua; sectiunea cea mai solicitata este sectiunea de incastrare A-A; capacul bielei are sectiunea constanta cu un diametru mediu

egal cu distanta dintre axele suruburilor; forta de intindere este distribuita pe jumatatea inferioara a

capacului dupa o lege sinusoidala cuzinetul se deformeaza impreuna cu capacul si preia o parte

din tensiuni proportionala cu momentul de inertie al sectiunii transversale.

Tensiunea in fibra interioara in sectiunea de calcul este data de relatia:

unde: Icp, Icuz – momentele de inertie ale capacului si cuzinetului; Acp, Acuz - ariile sectiunilor capacului si cuzinetului; Wcp – modulul de rezistenta la incovoiere al sectiunii capacului.

Coeficientul de siguranta:



Deformatia este:

3.2.5.4. Calculul suruburilor de biela

Suruburile de biela sunt solicitate de forta de strangere initiala Fsp si de forta de inertie a maselor in miscare de rotatie care se afla deasupra planului de separare dintre capac si corp.

Forta care solicita un surub este:

Forta de strangere prealabila:

Forta maxima de intindere a unui surub:

unde: =0.15 – coeficient ce caracterizeaza elasticitatea si rigiditatea pieselor imbinate.

unde: d = 6 mm – diametrul portiunii filetate.

Coeficientul de siguranta:



Se accepta coeficientul de siguranta cuprins intre 1,25 ... 3.

3.2.6. Calculul arborelui cotit

Se adopta ca material otel carbon OLC45X, conform STAS 880-79.

fig.3.19.Dimensiuni caracteristice:

Diametrul fusului maneton: dm = 0.64D = 0.6480 = 51.2 mm;Lungimea fusului manetonL l. = 0.82dm = 0.8251.2 = 41.984 mm;Grosimea bratului: hb = 0.35dm = 0.3551.2 = 17.92 mm;Raza de racordare: rac = 0.07dm = 0.0751.2 = 2.2 mm;Diametrul fusului palier: dp = 0.85D = 0.8580 = 68 mm;Lungimea fusului palier: lp= 0.47dp = 0.4768 = 32 mm.

Se adopta:dm = 51 mm; lm = 42 mm; hb =18 mm; rac = 2mm; dp =68 mm; lp = 32 mm.

Verificarea pentru calculul la oboseala se face la rezistenta ca pentru o grinda static nedeterminata in urmatoarele ipoteze:

se izoleaza o portiune cuprinsa intre mijloacele a doua paliere vecine, care lucreaza in conditiile amplitudinilor maxime ale momentelor de incovoiere si de torsiune si a fortelor variabile ca semn;

se considera aceasta portiune ca o grinda simplu rezemata; reazemele sunt rigide si punctele de aplicare ale fortelor se

gasesc in planele de simetrie ale cotului;



in reazemul din stanga cotului actioneaza un moment de torsiune egal cu suma momentelor coturilor care preced cotul de calcul.

3.2.6.1. Calculul fusului maneton

Fusul maneton este solicitat la incovoiere si torsiune. Calculul se efectueaza pentru un cot care se sprijina pe doua rerazeme si este incarcat cu forte concentrate (fig.3.20.). Deoarece sectiunea momentelor maxime ale acestor solicitari nu corespunde in timp, coeficientul de siguranta se determina separat pentru incovoiere si torsiune si apoi coeficientul global se siguranta.

Reactiunile in reazeme se determina din conditiile de echilibru ale fortelor si momentelor. Este convenabil ca fortele ce actioneaza asupra usului sa se descompuna dupa doua directii: una in planul cotului si cealalta tangentiala la fusul maneton.

fig. 3.20.

Calculul masei contragreutatii de echilibrare:

unde: mr = 2.709 kg – masa pieselor aflate in miscare de rotatie; mbr = 1.784 kg – masa pieselor aflate in miscare de rotatie redusa la raza R a manivelei; R = 0.385 m – raza manivelei; = 0.085 m – raza la care se afla centrul de masa al contragreutatii.

Reactiunile din reazeme:



unde: Z = 59305.3 N – forta centrifuga; Zr = 23160 N – forta centrifuga a maselor inmiscare de rotatie; Zcg = 11580 N – forta centrifuga a contragreutatii;

Momentele de incovoiere:Cand fusul maneton este prevazut cu orificiu de ungere,

solicitarea maxima se obtine in planul orificiului provocand o concentrare maxima a tensiunilor.

Eforturile unitare din fusul maneton:

Coeficientul de siguranta la incovoiere pentru ciclul simetric este:

Eforturile de torsiune din fusul maneton:Se calculeaza eforturile de torsiune pentru manetonul patru

care este cel mai solicitat.



unde: Mtmax, Mtmin – momentele de torsiune maxim, respectiv minim; Wp – momentul de inertie polar.

Coeficientul de siguranta la torsiune este:

unde:

Coeficientul de siguranta global:

Coeficientul de siguranta trebuie sa se incrie in limitele 3 ... 3.5.

3.2.6.2. Calculul fusului palier

Fusul palier este solicitat la torsiune si incovoiere dupa un ciclu asimetric. Deoarece lungimea fusurilor este redusa, momentele incovoietoare au valori mici si in aceste conditii se renunta la verificarea la incovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioara a arborelui cotit sunt solicitate la momente de rasucire mai mici decat celel care actioneaza in fusurile dinspre partea posterioara a arborlui si mai ales in fusul final, deoarece in acesta se insumeaza momentele medii produse de fiecare cilindru.



unde:

Wp – momentul de inertie polar al fusului maneton.Coeficientul de siguranta pentru ciclul asimetric este:

unde:

Valoarea calculata pentru coeficientul de siguranta trebuie sa fie superior valorilor 2 ... 3.

3.2.6.3. Calculul la presiunea specifica si incalzire

Pentru a preveni expulzarea peliculei dintre fusuri si cuzineti trebuie sa le limiteze presiunea maxima pe fusuri.

Presiunea specifica conventionala maxima pe fusurile manetoane si paliere se calculeaza cu relatiile:



Presiunea medie va fi :

unde:Rmmax = 60429.6 N – rezultanta maxima pe fusul maneton;Rpmax = 59500.5 N – rezultanta maxima pe fusul palier;Rmmed = 11158.43 N – rezultanta medie pe fusul maneton;Rpmed = 24954.37 N – rezultanta medie pe fusul palier.

Calculul la uzura, coeficientul de uzura:

3.2.7. Calculul volantului

fig. 3.21. Elementele dimensionale ale volantului



Viteza periferica admisibila a volantului se calculeaza cu relatia:

Pentru volant din otel turnat, vmax = 100 m/s.Se adopta v = 82.5 m/s.Se determina diametrul exterior De din relatia:

b = (0.5 ... 2.0)h = 0.5680 = 45 mmunde: b – latimea volantului;h – inaltimea obezii.

3.2.8. Calculul mecanismului de distributie 3.2.8.1.Elemente de dimensionare a supapei

fig. 3.22



fig.3.23

Diametrul mare al talerului : pentru supapa de admisie: dsa = 0.42D = 0.4280 = 33.6

mm; pentru supapa de evacuare: dse = 0.4D = 0.480 = 32 mm;

Diametrul canalului: pentru supapa de admisie: dsa = 0.865dsa = 0.86533.6 = 32

mm; pentru supapa de evacuare: dse = 0.4dse = 0.86532 = 30.5

mm;Lungimea fetei:

pentru supapa de admisie: ba =0.08dca = 0.0832 = 2.325 mm;

pentru supapa de evacuare: be =0.08dce = 0.0830.5 = 2.214 mm;

Grosimea talerului: pentru supapa de admisie: lta = 0.1dca = 0.08732 = 2.8 mm; pentru supapa de evacuare: lte = 0.1dce = 0.0930.5 = 2.8

mm;Raza de racordare la tija:

pentru supapa de admisie: rca = 0.28dca = 0.332 = 9 mm; pentru supapa de evacuare: rce = 0.29dce = 0.330.5 = 9 mm;

Diametrul tijei: pentru supapa de admisie: a = 0.25dca = 8 mm; pentru supapa de evacuare: e = 0.26dce = 8 mm;

Lungimea supapei: de admisie: lsa = 3.2dca = 105 mm; de evacuare: lse = 3.4dce = 105 mm;

Inaltimea maxima de ridicare: a supapei de admisie: hsa = 0.25dca = 0.2532 = 8 mm a supapei de evacuare: hse = 0.26dce = 8 mm;

3.2.8.2.Determinarea profilului camei

Raza cercului de baza:



pentru supapa de admisie: rsa0 = 1.5hsa = 1.58 = 10.9 mm; pentru supapa de evacuare: rse0 = 1.623hse = 1.6238 = 11.2

mm;Se adopta rsa0 = rse0 = 13 mm.

Raza cercului lateral: pentru supapa de admisie: r1a =10hsa =108 = 80 mm; pentru supapa de evacuare: r1e =10hse =108 = 80 mm;

Raza cercului de varf:

Se adopta r2a = rse = 15 mm.unde: H = rs - hs; G = r1 - rs0.Raza maxima a cercului de varf:

3.2.8.3.Deplasarea tachetului

unde: D = r0+hs –r2

Viteza tachetului:

Acceleratia tachetului:

3.2.8.4.Deplasarea, viteza si acceleratia supapei



Deplasarea supapei:

Viteza supapei:

Acceleratia supapei:

3.2.8.5.Calculul arcului de supapa

Arcul trebuie sa mentina supapa inchisa si sa asigure legatura cinematica intre ea si cama cand fortele de inertie tind sa desprinda tachetul sa supapa de cama. Pentru a face fata acestor cerinte trebuie ca forta arcului Fr sa fie mai mare decat forta de inertie Fj a mecanismului data de acceleratiile negative, la orice regim.Dimensiunile arcului:Diametrul mediu al arcului: Dr = 0.9dse = 0.9630.5 = 28.8 mm;Diametrul sarmei de arc: d = Dr/7 = 28.8/7 = 4.4 mm;

Se adopta d = 4 mm;Efortul la incovoiere:

unde:

Calculul numarului de spire:

Numarul total de spire:i = ir + 2 = 3+2 = 5 spire

3.2.8.6.Calculul arborelui de distributie



fig.3.24.Se adopta ca material OLC45X, conform STAS 880-79.Forta care actioneaza asupra camei:

=963.265 < a=1200 MPa.

Sageata de incovoiere:

unde: d = 22 mm – diametrul arborelui; l = 450 mm – lungimea totala a arborelui; E = 2.1106 MPa – modulul de elasticitate al materialului.

3.2.8.7.Calculul culbutorului

a = 200 MPa.



Cap. 4. CALCULUL INSTALATIEI DE ALIMENTARE

4.1. Calculul pompei de alimentare cu membrana

Pompa de alimentare cunoscuta si sub numele de pompa de combustibil, are rolul de a aspira combustibilul din rezervorul de combustibil si de a-l refula spre pompa de injectie.

Actionarea pompei de alimentare se face de la arborele de distributie al motorului sau de la arborele pompei de injectie (cazul pompelor de transfer), in cazul in care antrenarea este mecanica.

Debitul pompei de alimentare trebuie sa fie de 3 – 5 ori mai mare decat consumul de combustibil al motorului, din urmatoarele motive:

asigurarea unei amorsari rapide a instalatiei; asigurarea necesarului de combustibil la accelerari bruste; eliminarea bulelor de gaze din circuit;



asigurarea unui debit corespunzator chiar la uzuri importante ale pompei.

fig. 4.1.

In figura 4.1. este prezentata schematic o pompa de alimentare cu membrana. Principalele elmente sunt:

1. membrana;2. corpul pompei;3. tija pompei;4. arcul central al pompei;5. capacul pompei cu supapa de aspiratie si supapa de refulare;6. amortizorul socurilor de presiune;7. armatura de fixare a tijei pe membrana;8. parghia de actionare;9. excentricul de pe arborele de distributie.Volumul combustibilului aspirat si refulat de pompa la o cursa “Sp” a tijei se

aproximeaza cu volumul a doua trunchiuri de con ce au inaltimea totala “S p”. Acest lucru se observa in fiura 4.1.b unde s-au notat:

da – diametrul armaturii; dp – diametrul membranei pompei.

Cursa tijei de actionare de actionare a pompei va fi:

unde:hc = 10 mm – inaltimea maxima a camei;lc = 20 mm – lungimea bratului spre cama;lp = 26 mm – lungimea bratului spre pompa;

Volumul de combustibil refulat de pompa intr-o cursa Sp a tijei este:



sau

Se face notatia: = da/dp.

Introducand coeficientul de debit α = 0.4 se obtine volumul real de combustibil refulat de pompa la o cursa.

Volumul real de combustibil debitat de pompa este:

Debitul de combustibil consumat pe ciclu este:

Volumul cimbustibilului consumat pe ciclu este:

unde:c = 0.85 g/cm3 – desitatea motorinei;C = 16.59 kg/h – consumul oroar de combustibil al motorului; = 4 – numarul de timpi ai motorului;nn = 4500 rot/min – turatia nominala a motorului.

Diametrul membranei rezulta:

Se adopta dp = 36 mm.



4.2. Calculul pompei de transfer

Se adopta ca pompa de transfer pompa cu palete radiale.Pompele cu palete radiale se utilizeaza frecvent ca pompe de

transfer in instalatiile de alimentare ale m.a.c. cu pompa de injectie cu distribuitor rotativ. Pompele cu palete radiale au urmatoarele avantaje:

simplitate constructiva; siguranta in functionare; compactitate remarcabila.

Pompa de transfer este de tipul cu aspiratie exterioara si

actiune simpla.

fig. 4.2.

Debitul elementar antrenat de suprafata elementara a paletei are forma:

Tinand seama de relatia vitezei unghiulare relative, devine:

Integrand debitul elementar se obtine debitul pompei:



unde:np = 2250 rot/min – turatia maxima a rotorului pompei;B = 0.020 m – latimea paletelor;Ds = 0.026 m – diametrul statorului pompei;e = 3.5 mm – excentricitatea.

Daca pompa are z = 4 palete si se tine seama de grosimea paletelor si de randamentul pompei, debitul real refulat de pompa este:

Pentru realizarea debitului de transfer, pompa trebuie sa debiteze combustibil de (3 ... 6) ori mai mult decat consumul orar al motorului:(3 ... 6)C = cVpr

Se adopta debit marit de 3 ori:

Unul din parametrii principali ai pompei de transfer ce are o influenta simnificativa asupra debitului refulat este excentricitatea care are forma:

4.3. Calculul pompei de injectie

Se adopta pompa de injectie cu distribuitor rotativ.Principalele functii ale sistemului de inalta presiune sunt

asigurate de catre pompa de injectie. Astfel , presiunea de injectie, dozarea cantitatii de combustibil pe ciclu si cilindru, avansul la injectie, durata injectiei, ca si caracteristica de injectie optima sunt realizate de pompa de injectie.



Problema esentiala a pompelor de injectie o constituie realizarea presiunilor mari de injectie. Valori pana la 160 MPa ale presiunii de injectie maxime pot fi asigurate numai de catre pompele cu piston. Marirea presiunii la injectie implica cerinte ridicate fata de fata de precizia de executie a sistemului cilindrului elementului de pompare ca si fata de etansarea acestui cuplu de piese fata de mediul exterior.

Aceste exigente au condus la reducerea jocului functional intre piston si cilindru la valori de 1,5 – 3 m.

Comparativ cu pompele de injectie cu elemente in linie, pompele cu distribuitor rotativ au o serie de avantaje:

utilizeaza un singur element de pompare care deserveste toti cilindrii motorului;

asigura (data fiind prezenta sectiunii unice de pompare) o uniformitate imbunatatita a debitarii;

inglobeaza intr-un ansamblu unic si compact elementul de pompare, regulatorul de turatie, variatorul automat de avans si pompa de transfer;

ansamblul pompei nu necesita rulmenti, angrenaje, arcuri cu rigiditate mare;

pompa este etansa, este unsa cu motorina sub presiune, impiedicandu-se si pe aceasta cale patrunderea aerului si a impuritatilor.Din punct de vedere al consumului de material, pompa de

injectie este mai avantajoasa in comparatie cu pompa cu elemente de pompare in linie.

Controlul activ al functionarii motoarelor care sunt echipate cu pompe de injectie de acest tip, prin sisteme electrice si electronice, este facilitat de fortele considerabil mai mici necesare la organul de reglare a marii debitului de combustibil pe ciclu.

Trebuie mentionata si solicitarea mica la tractiune si corespunzator o rigiditate mai mare a acelor portante de baza ale pompei.

Pe langa aceste avantaje, pompele de injectie cu distribuitor rotativ au si o serie de dezavantaje. Utilizarea unei sectiuni unice de pompare duce la uzura mai rapida a acestei si la micsorarea timpului disponibil pentru admisia si refularea combustibilului. Aceasta face ca la turatii ridicate umplerea sectiunii de pompare sa fie incompleta, aparand necesitatea utilizarii pompei de transfer care permite realizarea unei preisuni de alimentare suficient de mari.

Alte dezavantaje sunt:



siguranta mai mica in functionare; facilitati de reparare reduse; cerinte deosebite privind calitatea combustibilului utilizat.Functionarea pompei de injectie cu distribuitor rotativ este

prezentata in figura 4.3.

fig. 4.3.

Din rezervorul pompei de alimentare 1, combustibilul, trecut prin filtrul 2, ajunge la pompa de transfer 3. De la pompa de transfer, motorina este dirijata prin canalizatia din corpul pompei la supapa de dozare 4 si de aici in corpul distribuitorului 5 si in spatiul dintre pistonasele 6. Prin rotirea distriduitorului pistonasele sunt impinse spre axa de rotatie de lobii inelulului cu came 7 care este fixat de corpul pompei. Combustibilul sub presiune este distribuit pe rand la injectoare prin intermediul unui orificiu de refulare aflat in distribiutor. Supapa 8 are rolul de a mentine amorsata pompa de injectie si de a asigura valoarea necesara presiunii de transfer. Regulatorul actioneaza asupra supapei de dozaj prin intermediul parghiei 9.

4.3.1. Justificarea calculului hidraulic

Pentru a se dimensiona corect capul hidraulic al pompei de injectie trebuie sa se tina seama de o serie de factori cum sunt:



compresibilitatea combustibilului; dilatarea conductelor de inalta presiune; supraincalzirea motorului.

Compresibilitatea combustibiluluiVolumul de combustibil ce trebuie injectat la turatia nominala

a motorului este:

Volumul de motorina, in urma comprimarii cu pi isi modifica valoarea cu:

λ – coeficient de compresibilitate.

4.3.2. Calculul pompei

Volumul de combustibil necesar pe ciclu si cilindru:

Se adopta diametrul pistonasului dp = 8 mm.Volumul de combustibil vehiculat de pistonasele pompei

trebuie sa fie egal cu volumul de combustibil necesar pe ciclu:

O problema importanta in functionarea si fiabilitatea pompei de injectie este aceea ca pentru a evita o cadere prematura a arborelui cu came datorita presiunii specifice herziene in cupla cama tachet cu rola este necesar sa presiunea din conducta de inalta presiune sa se anuleze inmod real inainte ca limia de contact dintre rola si cama sa treaca de pe partea liniara a profilului camei pe raza mica (cama tangentiala).



Calculul cinematic

fig. 4.4.

Unghiul descris de lungimea arcului de cerc AC (unghiul camei)

Viteza pistonaselor:

unde:αpc = 12 ;k1 = 0.8;



Acceleratia pistoanelor:

In punctul A avand in vedere ca αp = 0 rezulta:

4.4. Calculul injectorului

Premisa initiala pentru desfasurarea satisfacatoare a arderii in cilindrului motorului Diesel o constituie buna pregatire a amestecului combustibil – aer in camera de ardere a motorului coordonarea ce se impune intre arhitectura camerei de ardere si parametrii principali ai jetului de combustibil, impune optiunea bine motivata asupra tipului si parametrilor functionali ai injectorului.

Motoarele pentru autovehicule rutiere utilizeaza injectoare de tip inchis cu ac. Dupa modul in care se comanda deschiderea acului, injectoarele se impart in trei grupe: cu comanda hidraulica, cu comanda electrica si cu comanda mecanica.



fig. 4.5.

Ecuatia echilibrului satic al acului pulverizatorului este:

Pentru ridicarea acului pulverizatorului se fac urmatorele ipoteze:ha = 0; pv = pcil; pi = pi0.

Forta de pretensionare a arcului acului pulverizatorului:

unde:pi0 = 12 MPa – presiunea de ridicare a acului pulverizatorului;da = 8 mm – diametrul acului pulverizatorului;dv = diametrul tijei acului la varf;pcil = 2.7 MPa – presiunea la sfarsitul comprimarii.

Inaltimea instantanee de ridicare a acului pulverizatorului:

unde:pi = 50 MPa – presiunea medie de injectie;k = 12102 – constanta elastica a arcului;pv = 2.7 MPa – presiunea combustibilului sub varful acului pulverizatorului.

4.4.1. Legea de injectie

in care: Vα – volumul de commbustibil injectat pana la momentul α; Vcc – volumul maxim de combustibil injectat pe ciclu si

cilindru.



unde: V. – debit instantaneu de injectie.

unde: wc – viteza instantanee de curgere pri orificiul de pulverizare;0 = 0.68 – coeficient de debit;A0 = pd0

2/4 – aria sectiunii de curgere;z – numarul de orificii de pulverizare.

Diferenta de presiune intre cilindru si saculetul pulverizatorului este data de relatia:

Inlocuind expresia vitezei in cea a debitului instantaneu de injectie in relatia legii de injectie obtinem:

Inlocuind relatia debitului instantaneu de injectie in relatia legii de injectie obtinem:



4.4.2. Caracteristica injectorului

Reprezinta dependenta presiunii de injectie pi functie de debitul instantaneu de injectie.

Relatia debitului este:

Prelucrand aceasta relatie in vederea explicitarii presiunii de injectie pi obtinem:

4.4.3. Dimensionarea orificiilor pulverizatorului

Se face in ipoteza pi = pi0.

Aria sectiunii orificiului de pulverizare este:

Relatia dintre deplasarea unghiulara α si durata este:



αinj = 20RAC - durata injectiei exprimata in grade

Relatia debitului devine:

V cc 6 n n

a injz

p d 02

4

0 2p i p cil

c

Diametrul orificiului de pulverizare:

Cap. 5. CALCULUL INSTALATIEI DE UNGERE



Conditiile de lucru ale m.a.i. reclama prezenta in ansamblul constructiv al acestuia, unui sistem de ungere care asigura prezenta unei cantitati determinate de ulei intre suprafetele aflate in miscare relativa.

Rolul sistemului de ungere consta in: micsorarea frecarii intre piesele aflate in miscare relativa, cu implicatii directe

asupra micsorarii uzurii, aspra cresterii randamentului mecanic si a scaderii consumului specific de combustibil;

racirea si spalarea de impuritati a pieselor cu care uleiul vine in contact; uleiul de ungere preia cca. 1,5 – 2 % din caldura dezvoltata prin arderea amestecului carburant;

efect protector impotriva coroziunii; pelicula de ulei existenta intre segmenti – piston – cilindru contribuie la

etansarea energetica a camerei de ardere.Lubrifiantul prezent intre suprafetele in miscare relativa trebuie sa indeplineasca urmatoarele functii:Functia mecanica. Uleiul trebuie inainte de toate sa unga asamblajul, adica sa formeze intre cele doua suprafete o pelicula de ulei pentru a evita contactul metal – metal.Functia termica. Uleiul are ca rol secundar limitarea temperaturii in anumite organe care nu pot fi racite prin alte procedee.Functia chimica. Uleiul trebuie sa asigure functionarea corecta atat a partilor calde a motorului cat si a partilor reci; sa asigure protectia impotriva coroziunii datorate umiditatii si acizilor care apar in urma arderii; sa asigure eliminarea impotriva impuritatilor.

Pe langa aceste functii, uleiul prezent in ansamblul piston – segmenti – camasa cilindrului, indeplineste si rolul de element de etansare.

Conditiile de lucru ale motorului cu ardere interna impun urmatoarele cerinte uleiului din sistemul de ungere: onctuozitate optima; variatie redusa a vascozitatii functie de temperatura; stabilitate chimica ridicata; sa impiedice aglomerarea particulelor rezultate in urma arderii; sa fie filtrabil; sa posede o temperatura de congelare cat mai redusa.

Ungerea suprafetelor diferitelor piese ale motorului este influentata in principiu de rolul functional si de conditiile de lucru (sarcina si viteza).

Dupa modul cum uleiul este adus la suprafetele in frecare, ungerea poate fi realizata sub presiune, prin stropire cu jet de ulei, prin ceata de ulei sau mixt.

Motoarele de autovehicule utilizeaza ungerea mixta unde anumite componente (lagarele, botul, tachetii hidraulici, etc.) se ung cu ulei sub presiune, iar altele se ung (cilindrul, pistonul, camele, supapele, etc.) se ung prin ceata de ulei sau prin stropire cu jet.

Dupa locul unde este plasat uleiul, sistemul de ungere poate fi cu carter umed, in care caz uleiul se afla depozitat in baia plasata in partea inferioara a motorului,



sau cu carter uscat la care uleiul se afla depozitat intr-un rezervor plasat in afara motorului.

5.1. Calculul lagarelor prin teoria hidrodinamica a ungerii

In cadrul calculului de rezistenta al arborelui cotit s-au stabilit dimensiunile principale ale fusurilor, care au fost in final verificate cu ajutorul rezultatelor reunite in diagramele polare pe fusuri.

Lagarele arborelui cotit trebuie verificate in plus la : incalzire, care se apreciaza prin temperatura ueliului din lagar

si care nu trebuie sa depaseasca valoarea admisibila de (6 – 9 m), sau cu ajutorul coeficientului de siguranta la ungere care trebuie sa fie mai mare de 1,5.

Ipotezele de calcul sunt: lagarul de biela (maneton) este mai incarcat decat cel palier,

astfel ca acestea vor fi asimilate lagerelor de biela, ceea ce este acoperitor;

calculul la incalzire si incarcare se face la regim nominal de functionare.

fig. 5.1.

In figura 5.1. s-a schematizat lagarul in pozitie de functionare evidentiindu-se distributia presiunii uleiului si unele elemente geometrice cu ar fi:e – excentricitatea; rc – raza cuzinetului; rf – raza fusului; df – diametrul fusului; lf – lungimea fusului; hmin – jocul minim in lagar; hmax – jocul maxim in lagar. Se alege campul de toleranta: 68H8/68e9:

pentru arbore: (e9) 68-72-107

pentru alezaj: (H8), 68220.



Cu ajutorul marimilor precizate se definesc urmatorii parametri:

jocul maxim: Jmax = 0.022 – ( - 0.107) = 0.129 mm; jocul minim: Jmin = 0 – ( - 0.072) = 0.072 mm; jocul mediu: Jmed = (Jmax+Jmin)/2 = 0.101 mm; jocul diametral: = 100.510-3 mm; jocul relativ: = /dfp = 100.510-3 / 68 = 147810-3 mm.Se alege temperatura uleiului tul = 88C.Se alege ulei M40 cu vascozitatea 12E50.

Calculul vascozitatii dinamice:Se efectueaza pentru patru temperaturi echidistante (C) 103

108 113 118. pentru tue = 103C

Se stabileste cifra caracteristica a uleiului, u, in functie de vascozitate: u = 1.Vascozitatea dinamica:

Determinarea coeficientului de incarcare a lagarului:

Lungimea relativa a lagarului:

In functie de si λ se adopta din diagrame excentricitatea relativa er = 0.92Din diagrame se adopta in functie de er si λ, functia = 1.5Coeficientul de frecare lichida in lagar:

Caldura dezvoltata de lagar:

Din nomograme rezulta in functie de er si λ, functia v = 4.910-6 Debitul uleiului prin lagar:



Temperatura uleiului la intrarea in lagar: tui = 80CTemperatura uleiului la iesirea din lagar: tue = 103CProdusul intre densitatea u si caldura specifica cu a uleiului este cuprins intre 1674 ... 1883 kJ/ m3K.Se adopta ucu = 1850 kJ/m3K.Caldura disipata prin frecare in lagar prin intermediul uleiului:

Caldura disipata prin intermediul lagarului:

pentru tue = 108CSe stabileste cifra caracteristica a uleiului, u, in functie de vascozitate: u = 1.Vascozitatea dinamica:






Temperatura uleiului la intrarea in lagar: tui = 80C



Temperatura uleiului la iesirea din lagar: tue = 108CProdusul intre densitatea u si caldura specifica cu a uleiului este cuprins intre 1674 ... 1883 kJ/ m3K.Se adopta ucu = 1850 kJ/m3K.Caldura disipata prin frecare in lagar prin intermediul uleiului:








Temperatura uleiului la intrarea in lagar: tui = 80CTemperatura uleiului la iesirea din lagar: tue = 113C



Produsul intre densitatea u si caldura specifica cu a uleiului este cuprins intre 1674 ... 1883 kJ/ m3K.Se adopta ucu = 1850 kJ/m3K.Caldura disipata prin frecare in lagar prin intermediul uleiului:








Temperatura uleiului la intrarea in lagar: tui = 80C



Temperatura uleiului la iesirea din lagar: tue = 118CProdusul intre densitatea u si caldura specifica cu a uleiului este cuprins intre 1674 ... 1883 kJ/ m3K.Se adopta ucu = 1850 kJ/m3K.Caldura disipata prin frecare in lagar prin intermediul uleiului:


fig 5.2.Din diagrama se determina temperatura reala a uleiului: tup = 107CVascozitatea dinamica:

Coeficientul real de incarcare al lagarului:



Din diagrame rezulta in functie de si de λ, excentricitatea relativa adevarata: er=0.88.Jocul radial: = /2 = 0.05 mm.Excentricitatea: e = er = 0.880.05 = 0.044 mm.Jocul minim: hmin = - e = 0.05 – 0.044 = 0.006 mmSe adopta jocul admisibil, cuprins intre 4 ... 7 m.Se adopta hadm = 4 m.Se verifica coeficientul de siguranta la ungere 1.5

5.2. Calculul debitului de ulei al instalatiei

Reprezinta debitul care circula prin magistrala de ulei (rampa centrala de ungere).

Se calculeaza in doua conditii: asigurarea debitului necesar ungerii tuturor lagarelor; preluarea cantitatii de caldura ce trebuie disipata prin ulei.In functie de cele doua conditii debitul de ulei se calculeaza dupa relatia:Vu = (9 ... 20)Pe = 15Pe = 1570 = 1.05103 l/h.Capacitatea de ulei a instalatiei:

5.3. Calculul pompei de ulei

Circulatia uleiului este asigurata de catre pompa de ulei. Dintre acestea cele mai des utilizate sunt cele cu roti dintate, deoarece au constructia simpla si prezinta siguranta in functionare. Pompele cu roti dintate au dimensiuni reduse fata de spatiul disponibil in carter.

Pompa cu roti dintate cu angrenare exterioara este alcatuita dintr-o carcasa prevazuta cu orificii de intrare si iesire in care se monteaza doua roti dintate cu dantura dreapta sau elicoidala. Una din roti este antrenata de la arborele cu came sau de la arborele cotit, cealalta roata este antrenata de prima in sens invers.

Debitul pe care trebuie sa-l asigure pompa de ulei se stabileste tinand seama ca el trebuie sa fie mai mare decat cel ce se scurge



prin magistrala , pentru ca o parte trece prin supapele de siguranta. Astfel:

Pentru pompa de ulei cu doua roti dintate cu angrenare exterioara se poate scrie:

unde:Dp = (35 ... 55) mm – diametrul de divizare;h = (8 ... 10) mm – inaltimea dintelui;l = (35 ... 52) mm – latimea rotii;npu = n/2 – turatia pompei de ulei;pu = (0.75 ... 0.85) – randamentul volumetric al pompei.

Se adopta: h = 8 mm; pu = 0.75.Diametrul de divizare se calculeaza din conditia ca viteza

periferica a rotii dintate, Wpu < 5 – 6 m/s.Se adopta Wpu = 4.1 m/s.

Latimea rotii:

Numarul de dinti ai rotii este cuprins intre 6 ... 12 dinti.Se adopta z = 8 dinti.Pasul rotii dintate se calculeaza cu relatia:

Modulul rotii dintate se calculeaza astfel:

Conform STAS 822 – 61 se adopta modulul m = 4.5.Calculul puterii necesare antrenarii pompei:

unde:Δpu = (3 ... 8) MPa – caderea de presiune pe instalatie;Se adopta Δpu = 6 MPa;m = 0.88 – randamentul mecanic al pompei.



Jocul axial Δa = (0.05 ... 0.15) mm;Se adopta Δa = 0.1 mm;Jocul radial Δ = (0.05 ... 0.18) mm;Se adopta Δ = 0.12 mm.

Cap. 6. CALCULUL INSTALATIEI DE RACIRE

Instalatiile de racire au rolul de a evacua spre exterior o anumita cantitate de caldura dezvoltata prin arderea amestecului carburant in scopul asigurarii unui regim termic cat mai normal de functionare a motorului. Necesitatea racirii motorului rezida din urmatoarele constatari:

daca racirea este insuficienta, adica motorul lucreaza prea cald:- se inrautateste umplerea, prin scaderea cantitatii de incarcatura proaspata

retinuta in cilindrii, penalizand astfel performantele de putere;- se creaza conditii favorabile pentru aparitia detonatiei;- pelicula de ulei de pe cilindru se poate arde provocand marirea uzurii si

chiar griparea;- scade rezistenta mecanica a pieselor.

daca racirea este prea intensa, adica motorul lucreaza prea rece:- amestecul carburant se condenseaza pe traectul admisiei afectand

calitatea amestecului;- combustibilul condensat spala pelicula de ulei de pe cilndru contribuind

la cresterea uzurii;- transferul de caldura spre exterior creste, micsorandu – se randamentul

indicat si puterea motorului.



In figura 6.1. este prezentata schema instalatiei de ungere.

fig. 6.1.

6.1. Calculul caldurii evacuate prin sistem

Pentru dimensionarea cat mai corecta a instalatiei de racire trebuie calculat fluxul termic ce trebuie preluat de instalatie.

Fractiunea de caldura evacuata prin sistem:fr = 20 – 25 % [M.A.C.]

Fluxul termic notat cu Qr este parametrul de baza pentru calculul instalatiei de racire. Valoare lui se stabileste cu ajutorul relatiei: Qr = qrPe = 190070 = 1.33105 kJ/hunde: qr – criteriul de incarcare specifica: qr = 1900 – 2200 [kJ/kWh];

Se adopta qr = 1900 kJ/kWh. Pe – puterea efectiva a motorului [kW].

6.2. Calculul radiatorului

Radiatorul este un schimbator de caldura cu curenti incrucisati dupa cum rezulta si din figura 6.2. unde s-a reprezentat si evolutia temperaturilor aerului si lichidului la intrare si iesire.



fig. 6.2.La majoritatea radiatoarelor lichidul circula vertical,de jos in

sus, iar aerul pe directia orizontala.

Se definesc urrmatorii parametri:tia – temperatura de intrare a aerului in radiator; tia = 40 – 45C;tea – temperatura de iesire a aerului din radiator; tea = tia+(10 – 12)C ;til – temperatura de intrare a lichidului in radiator; til = 85 – 115C;tel – temperatura de iesire a lichidului din radiator; tel = til – (4 – 7)C.

Se adopta:tia = 42C; tea = tia+11 =53C; til = 90C; tel = til – 5 = 85C.

C

C

Cin care: tma – temperatura medie a aerului; tml – temperatura medie a lichidului; Δt – diferenta medie de temperatura intre lichid si aer.

Radiatorul trebuie sa preia fluxul de caldura Qr confom legii:



de unde:

unde: Krad - coeficientul global de schimb de caldura al radiatorului; Aaer – suprafata de schimb de caldura in contact cu aerul.Coeficientul global de schimb de caldura se determina cu relatia:

unde:Caer = 450 kJ/m2hK – coeficientul de convectie pentru aer;Caer = 32103 kJ/m2hK – coeficientul de convectie pentru lichid; = 0.1 mm – grosimea tevii;λ = 1380 kJ/mhK – coeficientul de conductibilitate al tevii;ner = Aaer/A1 = 10 - coeficient de nervurare.

Se calculeaza debitul de lichid ce trebuie sa treaca prin radiator pentru a prelua caldura:

unde:1 = 1 kJ/m3 – densitatea lichidului;cp1 = 2.9 kj/kgK – caldura specifica a lichidului la presiune constanta.

Calculul numarului de tuburi:

in care:At = pritub

2 = 3.84810-5 m2 - aria unui tub;ritub = 3.510-3 m – raza interioara a tubului;w1 = 0.75 m/s – viteza de curgere a lichidului.

Se adopta it = 88 tuburi.Suprafata de racire in contact in contact cu lichidul este:

unde:



pert = 2pritub = 0.022 m – perimetrul interior al tubului;hrad = 0.6 m – inaltimea radiatorului.

Cunoscand Aaer si A1 se face verificarea valorii coeficientului de nervurare:

Se inscrie in limitele 0.15 ... 0.20.Se determina capacitatea sistemului de racire din conditia ca

numarul de treceri ale lichidului prin circuit sa fie zt = 10 – 20 de treceri intr – un minut.

Se inscrie in limitele 0.11 ... 0.22.Un criteriu important de apreciere a perfectiunii constructiei

radiatorului este coeficientul de compactitate com care reprezinta raportul intre suprafata de racire in contact cu aerul si volumul elementului de racire.

unde:Af = Lradhrad = 0.60.6 = 0.36 m2 – aria frontala a radiatorului;Lrad = 0.6 m – lungimea radiatorului;lrad = 0.03 m – adancimea radiatorului.

Se accepta coeficientul de compactitate cuprins in limitele 900 ... 1300 m2/m3.

6.3. Calculul ventilatorului

Calculul ventilatorului trebuie sa se desfasoare in stransa legatura cu radiatorul cu care lucreaza in tandem. Un calcul relativ riguros al ventilatorului presupune calculul in prealabil al radiatorului.

Debitul de aer pe care trebuie sa – l asigure ventilatorul:

unde:



k1 = 1.1 – coeficient prin care se compenseaza pierderilsi scaparile de presiune pe traectul de la intrarea din radiator la iesirea din ventilator;

- coeficient ceia in considerare faptul ca la trecerea aerului prin radiator acesta se incalzeste cu 10 - 12C;waer = 7.5 m/s – viteza de curgere a aerului in radiator.

Caderea de presiune pe montajele anexe este:

Caderea de presiune a aerului de la intrarea in radiator la intrarea in ventilator se calculeaza cu relatia:

Pierderile de presiune ale aerului se pot stabili si cu ajutorul factorului de putere al ventilatorului a carui expresie este:

Sarcina hidraulica a ventilatorului va fi:



fig. 6.3.

Se adopta conform nomogramei corespunzatoare tipodimensiunilor de ventilatoare:Diametrul exterior: d = 560 mm;Turatia ventilatorului n0 = 2200 rot/min;Viteza tangentiala: ua0 = 73 m/s.

Se calculeaza urmatoarele dimensiuni ale ventilatorului:a = 0.25D = 0.25560 = 140 mm;l = 0.175D = 0.175560 = 98 mm;h = 0.333D = 0.333560 = 186.48 mm;r = 0.4D = 0.4560 = 224 mm;d = 0.02l = 0.02224 = 1.96 mm.

Se adopta:- numarul de palete z = 6;- unghiul de asezare al paletelor β = 19;- turatia n = n0;- s = 8 mm.



fig. 6.4.Valorile corectate vor fi:βs = 19+4 = 23n = 1.07n0 = 1.072200 = 2354 rot/min.

Verificarea ventilatorului dupa curba lui CordierVerificarea constructiei ventilatorului dupa curba lui Cordier

consta in stabilirea punctului caracteristic al ventilatorului intr-o diagrama opt=f(opt), punct care trebuie sa se incadreze in plaja lui Cordier.

fig. 6.5.



6.4. Calculul pompei de lichid

Pompa de lichid se aseaza in partea inferioara a motorului in circuitul rece al apei. Pompa trebuie sa realizeze o cadere de preisiune “Δpp” suficienta pentru a invinge rezistentele hidraulice la deplasarea fortata a lichidului.

Radiatorul introduce aproximativ jumatate din rezistentele hidraulice, astfel incat apare pericolul ca la iesirea apei din radiator, mai ales daca tevile se infunda cu murdarie sau depuneri de piatra, presiunea lichidului sa fie mai mica decat presiunea de vapori. In acest caz apare fenomenul de cavitatie , urmat de formarea de bule de vapori care in regimuri de presiuni mari sunt comprimate brusc, producandu-se socuri ce deterioreaza mai ales pompa.

Pentru a preveni cavitatia, presiunea lichidului la intrarea in pompa trebuie sa fie mai mare decat presiunea de vapori, respectandu-se relatia:

fig. 6.6.

Se calculeaza debitul teoretic al pompei:

Debitul real al pompei este:

Vp =0.41 l/sPuterea absorbita de pompa:



Puterea absorbita de pompa nu trebuie sa fie mai mare de (0.005...0.01)Pn.

Raza “r1” a paletelor la intrare:

Viteza periferica:

Raza “r2” a rotorului:

Vitezele relative:

unde:

Latimile paletelor:



Cap.7. PROCESUL TEHNNOLOGIC DE PRELUCRARE A SUPAPEI

7.1. Conditii tehnice, materiale, semifabricate

Conditii tehnice. La executia supapelor se impun conditii riguroase privind pozitia relativa a suprafetelor talerului si a cozii supapei in raport cu tija precum si asupra rectilinitatii tijei.1. Duritatea 262...302 HB2. Trecerea de la tija la taler trebuie sa fie continua3. Pe portiunea tijei supapei de la conul 1: 5 pana laextremitate se admite subtierea ei

cu 0,05 mm sub cota de pe desenMateriale. Datorita conditiilor de lucru pentru supape se utilizeaza oteluri

speciale termorezistente si anticorozive la care cromul este elementul principal de aliere pentru rezistenta sa ridicata la oxidare si coroziune.

In cazul supapelor de admisie unde conditiile de lucru sunt mai putin severe se utilizeaza oteluri martensitice Cr sau Cr-Ni obisnuite (de exemplu 40C10X, 41CN12X, STAS 791-79). O buna utilizare o au otelurile Cr-Si, denumite silicrom (3,75% Si, 9% Cr).

Pentru supapele de evacuare se folosesc oteluri Cr-Ni austenitice (12...15% Cr, 12...15% Ni, 2...3,5% W) care au bune proprietati anticorosive si de rezistenta macanica la temperaturi ridicate.

Pentru a mari rezistenta la uzura a fatetei cat si a capatului tijei supapei, in unele cazuri, acestea se acopera cu un strat de material dur din categoria stelit, eatonit, nicrom cu continut ridicat de Cr, Ni, Co, W, pe grosimea de 1,5 ... 2,5 mm.

In vederea imbunatatirii calitatilor de alunecare ale supapelor din oteluri austenitice cat si pentru evitarea tendintei apre gripare tija supapei se cromeaza cu un strat in grosime de 10 ... 20 m.

Pentru ridicarea rezistentei la coroziune, rezultate satisfacatoare se obtin prin aluminizarea suprafetelor expuse.

Semifabricate. La executia supapelor, semifabricatele se obtin prin deformare plastica, electrorefulare, urmata de matritarea de precizie si extrudare, asigurandu-se fibrajul necesar pentru obtinerea unei inalte stabilitati dimensionale.



7.2. Succesiunea operatiilor

1. Rectificarea de degrosare Masina unealta: Masina de rectificat

2. Control automat3. Rectificarea de degrosare a capetelor Masina unealta: Masina bilaterala de rectificat

4. Rectificarea de semifinisare a tijei Masina unealta: Masina de rectificat fara centre



5. Strunjirea fatetei Masina unealta: Strung automat

6. Stunjirea zonei de racordare Masina unealta: Strung automat



7. Profilarea capatului tijeiMasina unealta: Strung automat

8. Roluirea tijeiMasina unealta: Masina de roluit



9. Rectificarea tijeiMasina unealta: Masina de rectificat fara centre

10.Rectificarea de degrosare a fateteiMasina unealta: Masina de rectificat



11.Recificare de finisare a capetelor supapeiMasina unealta: Masina bilaterala automata de rectificat

12.Strunjirea de finisare a capuluiMasina unealta: Strung automat



13.Roluirea tijeiMasina unealta: Masina de roluit

14.Rectificarea fateteiMasina unealta: Masina automata de rectificat

15.Control automat al principalelor suprafete



Cap 8. CALCULUL ECONOMIC AL MOTORULUI

La proiectarea diferitelor parti componente ale motorului s-a tinut seama de doua criterii:

criteriul economic; criteriul functional.

Pe durata proiectarii de aceste criterii s-a tinut seama la alegerea materialelor, la alegerea diferitelor forme constructive tinand seama si de procesul tehnologic de obtinere a piesei.

Alegerea materialelor s-a facut in functie de criteriul economic, dar si in functie de rolul pieselor in functionarea motorului, de solicitarile la care este supusa aceasta. Astfel blocul motor fiind o



piesa cu rigiditate mare, el preluand fortele si momentele dezvoltate in mecanisme se realizeaza din fonta cenusie, un material nu foarte scump. In schimb, pistonul este o piesa care lucreaza la temperaturi foarte mari, materialele care se preteaza la conditiile de lucru ale pistonului fiind aliajele de aluminiu, datorita calitatilor pe care le au: conductivitate termica ridicata, densitate mica, proprietati antifrictiune superioare si uzinare usoara.

La proiectarea pieselor (la alegerea formelor constructive) s-a tinut seama si de procesul tehnologic de obtinere a acestora, deoarece in functie de operatiile necesare obtinerii unei piese, pretul de realizare a acesteia poate fi mai mare sau mai mic. Orice operatie in plus (care se putea evita) duce la cresterea costurilor de obtinere a piesei.

In continuare se face calculul cheltuielilor generale de exploatare a motorului timp de un an de zile.

Calculul parcursului echivalent

Formula de calcul a parcursului echivalent este:

Pech = Pef·D

Pef – parcursul efectiv;D – coeficient de corecţie ce ţine cont de drum;D = 0,9 –sosea asfaltata;D = 1 -drum orasenesc;D = 1,1 –sosea cu piatra cubica;D = 1,2 –sosea asfaltata in panta;D = 1,4 – drum neasfaltat.

Considerând parcursul mediu al unei zile 100 km se poate obţine parcursul efectiv într-un an:

Pef = 365 ·Cup·Pz

Cup – coeficient de utilizare a automobilului – Cup = 0,85;Pz – parcurs zilnic mediu – Pz = 100 km;

Pef = 365·100·0,85 =31.000 [km]

Pech = 31000·0,9 = 27.900 [km]

Calculul consumului normat de combustibil şi al preţului acestuia



CNb = Pech/100·Cm·A·B

Cm – consumul mediu de combustibil Cm = 6 l /100 km;A – coeficient de corecţie pentru circulaţia iarna A = 1,1;B – coeficient de corecţie pentru circulaţia în oraş B = 1,1.

CNb = 27900/100·6·1,1·1,1 = 2025,5 l.

Cunoscând preţul unui litru de motorina = 14.850 lei:

Cb = 2025.5·14.850 = 30.079.269 lei.

Calculul consumului normat de ulei şi preţul acestuia

CNu = Pech/100·Ca+Pech/Ps·Cball

Ca – consumul de ulei prin ardere (se neglijează);Cball – capacitatea de ball (motor) Cball = 4,2 l;Ps – intervalul de schimbare a uleiului Ps = 5000 km;

CNu = (27900·4,2)/5000 = 23,5 l

Cunoscând preţul unui litru de ulei:

Cu = 23,5100.000 = 2.350.000 lei

Cheltuieli de întreţinere şi reparaţii

Cir = Pech/100·[Cs+Ciu+Crc+Cm+Cr]

Cs –costul spălărilor Cs = 5000 lei/100 km;Ciu – cheltuieli pentru înlocuire ulei Ciu = 1250 lei/100 km;Crc – preţul reparaţiilor curente Crc = 62500 lei/100 km;Cm – preţul materialelor pentru reparaţii Cm = 21000 lei/100 km;Cr – preţul reviziilor tehnice Cr = 50000 lei/100 km.

Cir = 27900/100· [5000+1250+62500+21000+52500] = 39.687.750 lei

Alte cheltuieli C = (A+Q+S) ·Pech

A – amortizarea mijloacelor de transport A = 150 lei/km;Q – cheltuieli generale Q = 180 lei/km;



S – retribuţii S = 770 lei/km.

C = (150+180+770) ·27900 = 30.690.000 lei.

Cheltuieli totale

Ct = Cb+Cu+Cir+C

Ct = 30.079.269+2.350.000+39.687.750+30.690.000 = 102.807.019 lei

Raportând cheltuielile totale la km echivalenţi obţinem preţul de cost al unui km:

c = 102.807.019/27.900 = 3685 lei/km.

BIBLIOGRAFIE

1. A. Badea, s.a. – Manualul inginerului termotehnician, Editura Tehnica, Bucuresti, 1986, vol II;2. Gh. Bobescu, s.a. – Motoare pentru automobile si tractoare, Editura Tehnica,

Chisinau, 1996, vol. I, II;3. R Mardarescu, s.a. – Motoare pentru automobile si tractoare, Editura Didactica

si Pedagogica, Bucuresti, 1968;



4. N. Bataga – Motoare cu ardere interna, Editura Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1967;

5. C. Cofaru, s.a. – Proiectarea motoarelor pentru autovehicule, Univ. Transilvania, Brasov, 1997;

6. D. Marincas, D. Abaitancei – Fabricarea si repararea autovehiculelor rutiere, Editura Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1982;

7. Gh. Al. Radu si N Ispas – Calculul si constructia instalatiilor auxiliare ale autovehiculelor, Univ. Transilvania Brasov;

8. *** Automotive Engineer;9. *** ATZ (Automobil Technische Zeitschrift);10.*** MTZ (Motor Technische Zeitschrift);11.*** Autos Test Technik;12.*** Auto Motor si Sport.

proiect

Documents