SUBIECTELE PROBEI SCRISE A EXAMENULUI DE DIPLOMĂ SESIUNEA IUNIE-IULIE 2011 SPECIALIZAREA A.R.

A. MATEMATICĂ

1. Funcţii omogene. Identitatea lui Euler.

O funcţie RRD:x,,x,xf nn21 se numeşte omogenă de gradul m dacă

n21m

n21 x,,x,xfttx,,tx,txf , Rt .

Identitatea lui Euler: dacă z,y,xf este omogenă de gradul m , atunci are loc relaţia

mfzfyfxf 'z

'y

'x

şi reciproc.

2. Definiţia extremelor funcţiilor reale de două variabile reale.

Fie RRD:y,xf 2 .

Un punct Db,a se numeşte punct de minim local al funcţiei y,xf dacă există o vecinătate

V a lui b,a astfel încât pentru orice DVy,x , are loc b,afy,xf .

Un punct Db,a se numeşte punct de maxim local al funcţiei y,xf dacă există o vecinătate

V a lui b,a astfel încât pentru orice DVy,x , are loc b,afy,xf .

3. Formula lui Taylor pentru polinoame.

Fie P(x) un polinom de gradul n

nn

2210 xa xa x a a P(x)

şi Rx0 un punct fix pe axă. Formula lui Taylor pentru polinoame calculează valoarea

polinomului în vecinătatea punctului 0x cu ajutorul valorii polinomului şi ale derivatelor sale în

acest punct, în forma

0n

n0

0''

20

0'0

0 xP!n

xx...xP

!2

xxxP

!1

xxxPxP

4. Formula lui Green.

Fie D un domeniu plan închis mărginit de o curbă închisă netedă (C) astfel încât o paralelă

la oricare din axe intersectează conturul (C) numai în două puncte. Dacă y,xP şi y,xQ

sunt funcţii continue cu derivatele parţiale y

P

şi x

Q

continue în D, atunci are loc formula lui

Green

C D

dydxy

P

x

Qdyy,xQdxy,xP .

5. Ecuaţia diferentială liniară omogenă de ordinul I. Forma generală a soluţiei.

O ecuaţie diferenţială de forma 0yxPdx

dy , unde P(x) este o funcţie continuă pe

intervalul I R, se numeşte ecuaţie diferenţială liniară de ordinul întâi omogenă. Soluţia

generală a acestei ecuaţii se obţine prin separarea variabilelor dx)x(Py

dy , de unde, prin

integrare, rezultă soluţia generală

dxxPeCy .

6. Ecuaţii diferenţiale de ordinul 2, liniare, omogene, cu coeficienţi constanti. Forma generală a soluţiilor în funcţie de natura rădăcinilor.

Fie ecuaţia diferenţială 0a0yayaya 0210 . Vom căuta soluţii de forma y =

erx, unde r este o constantă ce se va determina. După înlocuire rezultă ecuaţia a0r2 + a1r + a2

= 0, numită ecuaţia caracteristică ataşată ecuaţiei diferenţiale.

Cazul 1. 0 . Ecuaţia caracteristică admite rădăcini reale şi distincte. Fie r1 şi r2 aceste

rădăcini. Acestor valori le corespund soluţiile particulare xr2

xr1

21 ey,ey , care formează un

sistem fundamental de soluţii deoarece 0errerer

eey,yW xrr

12xr2

xr1

xrxr

2121

21

21

.

În acest caz integrala generală este xr2

xr11

21 eCeCy .

Cazul 2. 0 . Ecuaţia caracteristică admite rădăcina dublă r0. Avem r

.0ara2r,0arara 100201200 Operând în ecuaţia diferenţială schimbarea de

funcţie zey xr0 , rezultă că xr2

xr1

00 exy,ey şi deci xr21

0eCxCy este soluţia

generală a ecuaţiei.

Cazul 3. 0 . Ecuaţia caracteristică admite rădăcinile complexe r1 = + i, r2 = - i,

(0) deci xi2

xi1 ey,ey , care, deoarece W(Y1,Y2) = ex 0 , conduc la

soluţia generală Y = ex (C1 cos x + C2 sin x).

7. Definitia transformatei Laplace. Integrarea ecuaţiilor diferenţiale liniare cu

coeficienţi constanţi, de ordinul 2, cu ajutorul transformatei Laplace.

Fie funcţia reală de argument real f(x), nulă pentru x<0 (numită funcţie original). Definim transformata Laplace a funcţiei f(x), prin expresia

0

st dt)t(fe)s(F (sau

dt)t(fe)s(F st )

Funcţia F(s) se numeşte funcţie imagine. Ecuaţiile diferenţiale liniare cu coeficienţi constanţi, de ordinul doi sunt de forma

)t(ebiadt

dia

dt

ida 012

2

2 ,

unde )t(ii este funcţia necunoscută (mărimea de ieşire), b,a,a,a 210 R, )t(e este mărimea de

intrare cunoscută aplicată la 0t (mai exact pentru 0 ).

Ecuaţiei date îi ataşăm condiţiile la limită nule (valori iniţiale)

0)0('i

0)0(i

Aplicând ecuaţiei date transformarea Laplace, ea devine

)s(Eb)s(I)asasa( 012

2 ,

de unde

)s(Easasa

b)s(I

012

2

în final rezultând i(t).

8. Expresiile produsului scalar, produsului vectorial şi produsului mixt. Se consideră vectorii kajaiaa zyx

, kbjbibb zyx

si kcjcicc zyx

.

Se numeşte produs scalar al vectorilor a

şi b

scalarul

zzyyxx babababa

Se numeşte produs vectorial al vectorilor a

şi b

(în această ordine) vectorul

yx

yx

zx

zx

zy

zy

zyx

zyx bb

aak

bb

aaj

bb

aai

bbb

aaa

kji

ba

Se numeşte produs mixt al vectorilor a

, b

şi c

scalarul

zyx

zyx

zyx

ccc

bbb

aaa

cbacba )(],,[

9. Formula gradientului.

Fie D un domeniu din 3R raportat la un sistem cartezian ortogonal Oxyz.

Se numeşte gradient al câmpului scalar RDzyx :,, , câmpul vectorial

z

ky

jx

igrad

,

unde

z

ky

jx

i

este operatorul lui Hamilton (operatorul nabla).

10. Formula divergenţei.

Fie D un domeniu din 3R raportat la un sistem cartezian ortogonal Oxyz .

Se numeşte divergenţă a câmpului vectorial

kzyxVjzyxVizyxVzyxV 321

),,(),,(),,(),,( , diferenţiabil în domeniul D , câmpul scalar

z

V

y

V

x

VVVdiv 321

11. Formula rotorului.

Fie D un domeniu din 3R raportat la un sistem cartezian ortogonal Oxyz .

Se numeşte rotor al câmpului vectorial k)z,y,x(Vj)z,y,x(Vi)z,y,x(V)z,y,x(V 321

,

câmpul vectorial

213132

321

VVyxk

VVzxj

VVzyi

VVVzyx

kji

VVrot

12. Funcţii trigonometrice (circulare si hiperbolice). Definiţii, grafice si relaţii

fundamentale.

Se consideră cercul de centru O şi rază 1OM pe care convenim să fixă un sens pozitiv de parcurgere invers mişcării acelor de ceas (numit cerc trigonometric). Axele de coordonate xOy determină o împărţire a cercului trigonometric în patru regiuni numite cadrane.

Cercul trigonometric

Se notează cu OMprOA Ox şi cu OMprOB Oy proiecţiile segmentului OM pe axele

de coordonate. Dacă se notează cu unghiul format de OM cu axa Ox, atunci în triunghiul dreptunghic AOM avem

OBOM

AMsin

OAOM

OAcos

cos

sintg

sin

cos

tg

1ctg

Remarcăm că funcţiile sin şi cos sunt periodice şi au perioada principală egală cu 2 . Prin urmare pentru orice număr întreg k avem

sin)k2sin( cos)k2cos(

Valorile importante relative la primul cadran ale funcţiilor sin şi cos sunt prezentate în tabelul următor:

grade

radiani

0 0

0 6

300

4

450

3

600

2

900

sin 0

2

1

2

2

2

3

1

cos 1

2

3

2

2 2

1

0

Graficul funcţiei sin este prezentat în figura de mai jos:

0 2 4 61

0

1

sin x( )

x Graficul funcţiei cos este prezentat în figura de mai jos:

0 2 4 61

0

1

cos x( )

x

Formule fundamentale

1sincos 22

sincoscossin)sin(

sinsincoscos)cos( Se numeşte funcţie sinus hiperbolic funcţia ),(R:sh ,

2

eeshx

xx .

Graficul funcţiei sh este prezentat în figura de mai jos

sinh x( )

x10 5 0 5 10

2000

1000

0

1000

2000

Se numeşte funcţie cosinus hiperbolic funcţia ),1[R:ch ,

2

eechx

xx .

Graficul funcţiei ch este prezentat în figura de mai jos.

cosh x( )

x4 2 0 2 4

0

3.75

7.5

11.25

15

Funcţia ch se mai numeşte şi curba lănţişor deoarece dă poziţia de echilibru a unui fir omogen,

flexibil, inextensibil, supus la acţiunea gravitaţiei şi ale cărui capete sunt fixate.

13. Coordonate polare în plan.

Reprezentarea unui punct din plan în coordonate polare.

Fie un punct oarecare P din plan având coordonatele carteziene (x,y). Notăm OP raza

vectoare şi cu unghiul format de Ox şi OP. Din triunghiul dreptunghic OPQ rezultă:

siny

cosx

, se numesc coordonate polare ale punctului P.

Dacă se cunosc x şi y, atunci şi se calculează după formulele: 2 2 2

x y

ytg

x

sau

2 2

x y

yArctg

x

La determinarea lui se ţine cont în ce cadran este situat punctul P. Domeniile de variaţie ale coordonatelor polare sunt 0, şi 0, 2 .

14. Coordonate cilindrice.

Considerăm un sistem cartezian Oxyz şi un punct P din spaţiu de coordonate , ,x y z .

Distanţa PQ h , Q fiind proiecţia punctului P pe planul xOy, o numim cota punctului P. Avem relaţiile:

cos

sin

x

y

z h

, , h se numesc coordonate cilindrice ale punctului P.

Reprezentarea unui punct din plan în coordonate cilindrice.

Domeniile de variaţie ale coordonatelor cilindrice sunt 0, , 0, 2 ,

, h .

15. Coordonate sferice.

Considerăm în spaţiu un sistem cartezian Oxyz şi un punct P de coordonate , ,x y z .

Q fiind proiecţia punctului P pe planul xOy introducem notaţiile:

, , , , OP OP OQ Ox OQ

Deoarece cos OQ rezultă:

cos cos ,

cos sin ,

sin .

x

y

z

, , se numesc coordonate sferice ale punctului P.

Reprezentarea unui punct din plan în coordonate sferice.

Dacă sunt date x, y, z atunci , , se determină astfel:

2 2 2 ,

,

sin .

x y z

yArctg

xz

Arc

La determinarea valorilor lui şi se ţine cont de poziţia punctului P în spaţiu. Domeniile de variaţie ale coordonatelor sferice sunt :

0, , ,2 2

, 0, 2 .

B. FIZICĂ

1. Principiile mecanicii clasice

a. Principiul inerţiei Un punct material îşi păstrează starea de repaus sau de mişcare rectilinie şi uniformă atâta

timp cât asupra lui nu acţionează nicio forţă b. Principiul fundamental

Dacă asupra unui punct material acţionează o forţă atunci acea forţă îi va imprima o acceleraţie care are aceeaşi direcţie şi acelaşi sens cu forţa iar mărimea acceleraţiei este egală cu

raportul dintre mărimea forţei şi masa acestuia: m

Fa

c. Principiul acţiunii şi al reacţiunii

Dacă prezenţa unui punct material condiţionează o forţă 12F

exercitată asupra unui al

doilea punct material, prezenţa celui de-al doilea punct material condiţionează o forţă 21F

egală

şi de sens contrar cu prima, exercitată simultan cu 12F

asupra primului punct material.

2112 FF

d. Principiul independenţei acţiunii forţelor

Dacă supra unui punct material acţionează simultan mai multe forţe atunci fiecare forţă va imprima punctului material propria acceleraţie independent de acţiunea celorlalte forţe iar punctul material va avea o acceleraţie egală cu suma vectorială a acceleraţiilor tuturor forţelor.

e. Principiul determinismului Starea de mişcare a unui punct material este perfect determinată dacă se cunosc simultan

poziţia şi impulsul acestuia. f. Principiul relativităţii din mecanica clasică

Toate legile mecanicii sunt aceleaşi în orice sistem de referinţă inerţial (sistem aflat în repaus sau în mişcare rectilinie şi uniformă faţă de sistemul de referinţă considerat).

2. Legi de conservare în mecanică

a. Legea conservării energiei Într-un sistem izolat de corpuri energia mecanică se poate transforma dintr-o formă în alta

( potentialãcinetică EE ), energia totală (adică suma energiilor cinetice şi potenţială) rămânând

constantă. b. Legea conservării impulsului

Impulsul unui sistem izolat, de puncte materiale se conservă: .constvmp

iiisistem

c. Legea conservării momentului cinetic Momentul cinetic al unui sistem izolat de puncte materiale se conservă:

i i

iiiiisistem .constvmrprL

3. Legea lui Arhimede

Un corp scufundat într-un fluid de densitate fluid aflat în repaus este acţionat pe verticală, de jos în sus, cu o forţă egală în modul cu greutatea volumului de fluid dezlocuit.

gVGF fluidfluidfluidA

4. Legea lui Bernoulli

În tot timpul curgerii staţionare a unui fluid ideal şi incompresibil, suma dintre presiunea

statică p, dinamică 2

v2şi de poziţie gz este constantă de-a lungul unei linii de curent de fluid.

const2

vgzp

2

5. Legea lui Poisseuille

Pentru curgerea laminară a unui fluid vâscos (cu coeficientul de viscozitate dinamică ), printr-o conductă de rază R şi lungime L, sub acţiunea unei diferenţe de presiune p=p1-p2 debitul de volum este dat de relaţia:

L8

ppR

dt

dVQ 21

4

v

6. Legea lui Stokes

Forţa de frecare ce se exercită asupra unei sfere din partea unui fluid vâscos (cu coeficient de viscozitate dinamică ) aflat în repaus este proporţională cu raza sferei r si cu viteza v cu care se deplasează sfera prin fluid, conform relaţiei:

rv6Fr 7. Legea lui Torricelli

Viteza de curgere vc a unui lichid ne-vâscos printr-un orificiu aflat la distanţa h de suprafaţa liberă a unui lichid în repaus este:

gh2vc

8. Legile transformărilor simple ale gazului ideal

a. Legea transformării izobare Într-o transformare izobară (la presiune constantă) raportul dintre volumul gazului şi temperatura

absolută a acestuia este constant: .constT

V

b. Legea transformării izocore Într-o transformare izocoră (la volum constant) raportul dintre presiunea gazului şi

temperatura absolută a acestuia este constant: .constT

p

c. Legea transformării izoterme Într-o transformare izotermă (la temperatură constantă) produsul dintre presiunea şi

volumul gazului este constant: .constpV 9. Primul principiu al termodinamicii

a. Este imposibil să se construiască un perpetuum mobile de specia I (adică o maşină termică ce ar funcţiona la nesfârşit fără să consume energie).

b. Variaţia energiei interne a unui sistem termodinamic, într-o transformare, nu depinde de felul transformării şi de natura stărilor intermediare ci numai de starea iniţială şi finală a sistemului, respectiv de valorile energiei interne în aceste stări Uiniţial şi Ufinal.

U = Ufinal - Uiniţial c. Variaţia energiei interne a unui sistem termodinamic este egală cu suma energiilor

schimbate de sistemul termodinamic cu exteriorul. Prin convenţie e stabileşte că orice energie primită de sistemul termodinamic este pozitivă iar orice energie cedată de sistemul termodinamic este negativă. Atunci când sistemul termodinamic schimbă doar energie lucru mecanic şi căldură cu exteriorul expresia primului principiu al termodinamicii se scrie:

QLdU 10. Principiul al doilea al termodinamicii

a. Este imposibil să se construiască un perpetuum mobile de specia a II-a (adică o maşină termică ce să transforme integral cantitatea de căldură primită în lucru mecanic).

b. Este imposibil procesul ce are ca unic rezultat transformarea în lucru mecanic a căldurii absorbite de la o sursă care se află la aceeaşi temperatură.

c. Este imposibilă trecerea spontană ( de la sine ) a căldurii de la un corp cu o temperatură dată la un corp cu temperatură mai ridicată.

11. Principiul al treilea al termodinamicii

Atunci când temperatura tinde spre zero absolut toate mărimile termodinamice tind spre o valoare constantă. Pentru sisteme termodinamice pure aflate în stare cristalină valoarea constantă spre care tind mărimile termodinamice este zero.

12. Legea lui Fick pentru difuzie

x

dSD

dt

dm

Masa de substanţă transferată prin suprafaţa S în unitatea de timp este proporţională cu gradientul de densitate. Întotdeauna transportul de masă se face în sensul diminuării neomogenităţilor de densitate, de la un strat mai dens la unul mai puţin dens.

13. Legea lui Fourier pentru conductibilitate termică

dx

dTS

dt

dQ

Cantitatea de căldură transferată prin suprafaţa S în unitatea de timp este proporţională cu gradientul de temperatură. Întotdeauna transferul de căldură se face în sensul diminuării neomogenităţilor de temperatură, de la o zonă mai caldă la una mai rece.

14. Legea lui Newton pentru transferul de impuls

x

vdS

dt

pdFr

Impulsul transferat prin suprafaţa S în unitatea de timp este proporţional cu gradientul de viteză. Întotdeauna transferul de impuls între pături de fluid aflate în mişcare relativă se face în sensul diminuării neomogenităţii de viteză, de la pătura de fluid cu viteză mai mare la cea cu viteză mai mică.

15. Legile electrolizei

a. Masa de substanţă depusă sau dizolvată în timpul electrolizei este proporţională cu cantitatea de electricitate ce străbate electrolitul: tIkQkm

b. Echivalentul electrochimic k este proporţional cu echivalentul chimic A/v:

v

A

F

1k

în care F=96500 C/echiv. este numărul lui Faraday (constantă universală), A este masa unui atom gram iar v este valenţa.

C. UNITĂŢILE DE MĂSURĂ ÎN S.I.

1. Precizaţi cele 7 şapte unităţi fundamentale ale Sistemului Internaţional de Unităţi cu mărimile fizice corespunzătoare

1 Lungime metru m Lungimea egală cu 1.650.763,73 lungimi de undă în vid

ale radiaţiei care corespunde tranziţiei între nivelele energetice 2p10 şi 5d5 ale atomului de kripton 36

2 Masa kilogram kg Masa „kilogramului prototip internaţional” adoptat ca unitate de măsură a masei la Conferinţa Generală de Măsuri şi Greutăţi din 1899

3 Timp secunda s Durata a 9.192.631.770 perioade ale radiaţiei care corespunde tranziţiei între cele două nivele energetice hiperfine ale stării fundamentale a atomului de cesiu 113

4 Intensitate curent electric

amper A Intensitatea curentului electric constant, care menţinut în două conductoare paralele, rectilinii, de lungime infinită şi de secţiune circulară neglijabilă, aşezate în vid, la distanţa de 1m unul de altul, ar produce între acestea, pe lungimea de 1 metru, o forţă egală cu 2.10-7 N

5 Temperatura termodinamică

kelvin K Fracţiunea 1/273,16 din temperatura termodinamică a punctului triplu al apei

6 Cantitatea de substanţă

mol mol Cantitatea de substanţă a unui sistem care conţine un număr de unităţi elementare (atomi, molecule, ioni etc.) egal cu numărul atomilor existenţi în0,012 kilograme de carbon 12

7 Intensitatea luminoasă

candela cd Intensitatea luminoasă, în direcţia normalei, a unei suprafeţe cu aria de 1/600.000 metri pătraţi, a unui corp negru la temperatura de solidificare a platinei, la presiunea de 101.325 newtoni pe metru pătrat

2. Precizaţi 8 unităţi derivate ale Sistemului Internaţional de Unităţi cu mărimile fizice

corespunzătoare:

1. Frecvenţă; 2. Viteză; 3. Acceleraţie; 4. Forţă; 5. Vâscozitate dinamică; 6. Vâscozitate cinematică; 7. Lucru mecanic, energie, cantitate de căldură; 8. Putere.

Unitatea SI Nr. crt. Mărime denumire simbol

8 Frecvenţă Hertz Hz=s-1

9 Viteză metru pe secundă m/s 10 Acceleraţie metru pe secundă la pătrat m/s2

11 Forţă Newton N 12 Vâscozitate dinamică Pascal ori secundă Pa.s 13 Vâscozitate cinematică metru pătrat pe secundă m2/s 14 Lucru mecanic, energie, cantitate de căldură Joule J 15 Putere Watt W

Multiplii şi submultiplii unităţilor de măsură

1. Precizaţi multiplii zecimali ai unităţilor de măsură cu prefixul corespunzător. MULTIPLII

Factor de multiplicare 1018 1015 1012 109 106 103 102 101

denumire exa peta tera giga mega kilo hecto deca Prefix

simbol E P T G M k h da

2. Precizaţi submultiplii zecimali ai unităţilor de măsură cu prefixul corespunzător.

SUBMULTIPLII Factor de multiplicare 10-18 10-15 10-12 10-9 10-6 10-3 10-2 10-1

denumire atto femto pico nano micro mili centi deci Prefix

simbol a f p n m c d D. DISCIPLINE DE SPECIALITATE

1. Noţiuni asupra rezistenţei, deformării plastice şi tenacităţii aliajelor metalice. Deformarea plastică

Deformarea plastică are loc în mod normal prin:

- alunecare sau deformare de-a lungul unui plan cristalografic;

- maclare sau deplasare a unei regiuni din cristal.

Deformarea prin alunecare constă din deplasarea unor părţi ale monocristalului în raport cu altele, de-a lungul planelor cristalografice. Alunecarea are loc pe anumite plane cristalografice

Fig. 1 Mecanismul alunecării. specifice fiecărui sistem cristalin. Această deplasare se produce atunci

când pe planele cristalografice apar tensiuni tangenţiale care ating o anumită valoare critică:

2

G, unde G este modulul de elasticitate transversală.

Atomii se deplasează pe o distanţă egală cu un număr întreg de distanţe atomice, în lungul planului de alunecare A (fig. 1,a) şi pe suprafaţa lustruită apare un prag sau linii de alunecare (fig. 1,b). Deplasarea se produce simultan pe mai multe plane, formându-se benzi de alunecare. S-a constatat că între două benzi de alunecare poate rămâne o zonă nedeformată (fig. 2,a).

Fig. 2. Mecanismul deformării unui microcristal. Fig. 3. Schema deformării prin maclare.

Dacă un monocristal este supus tracţiunii şi planele lui cu densitate maximă de atomi

formează cu direcţia forţei unghiuri de 45o, atunci apar pe suprafaţă linii sau benzi de alunecare şi secţiunea circulară devine eliptică (fig. 2,b).

Deformarea prin maclare constantă dintr-o rotire a unei porţiuni a monocristalului în raport cu alta. Planul de simetrie dintre porţiunea deformată, faţă de porţiunea nedeformată se numeşte plan de maclare (fig. 3.).

Maclele se produc fie în cursul deformării cristalului, sub acţiunea unor forţe exterioare, fie sub acţiunea tensiunilor interne ce iau naştere datorită transformărilor structurale rezultate în urma tratamentelor termice. În consecinţă, maclele poartă denumirea de macle de deformare sau macle termice de creştere. Fenomenul de maclare nu poate să apară dacă metalul este supus întinderii sau compresiunii monoaxiale, adică dacă are loc lungirea sau contracţia după direcţia forţei exterioare.

Rezistenţa la rupere Cunoaşterea valorii rezistenţei la rupere permite aprecierea comportării metalului în timpul exploatării. Determinarea rezistenţei la rupere şi a altor proprietăţi mecanice se realizează prin încercării mecanice.

La încercarea de tracţiune se obţine curba tensiune-deformaţie, care furnizează o serie de date interesante. Valoarea tensiunii se determina raportând valoarea forţei de tracţiune la secţiunea epruvetei

S

F , [daN/mm2] , iar pentru a aprecia

deformaţia relativă se face raportul între deformaţiile suferite şi lungimea iniţială a probei (porţiuni calibrate):

.%,1001000

0

05

L

LL

L

LA

Rezistenţa la rupere se determină cu relaţia: ,S

FR r

m [daN/mm2].

Gâtuirea specifică se determină cu relaţia: .%,1001000

0

0

S

SS

S

SZ

Cunoaşterea caracteristicilor mecanice Rm, Rp0,2, A5, Z permite o apreciere a comportării metalului; se pot da indicaţii privind domeniul corespunzător de utilizare şi se pot dimensiona corect produsele.

Tenacitatea Tenacitatea este definită ca proprietatea metalelor şi aliajelor de a înmagazina o energie mare înainte de a se produce ruperea. Un material care se rupe după ce a suferit o deformare plastică de valori marii va avea o buna tenacitate.

Determinarea tenacităţii metalului se face prin încercării de rezilienţă. Epruvetele folosite au dimensiuni 10x55 mm şi prezintă crestătura în forma de U sau V.

Fig. 5. Curbe de tranziţie a rezilienţei.

Fig. 4. Curba caracteristică tensiune-deformaţie.

Încercările de rezilienţă sunt mai semnificative atunci când se fac într-un interval larg de

temperaturi de încercare, care permit evidenţierea tranziţiei de la rupere ductilă la rupere fragilă. Pe baza acestor încercări se obţin curbe de tranziţie, ce permit determinarea temperaturii de tranziţie respectiv domeniul de temperaturi în care comportarea materialului este tenace sau fragilă (fig. 5). Din analiza acestor curbe se observă că oţelul A are o comportare mai bună decât oţelul B şi poate fi utilizat pentru fabricarea pieselor ce lucrează la temperaturi joase. Pentru ca un oţel obişnuit să aibă o tenacitate bună, trebuie ca energia corespunzătoare

temperaturii de tranziţie pentru încercări pe epruvete Charpy V să fie de 2.8 ... 3.2 daJ. Conform standardelor, rezilienţa se va nota prin KCU sau KCV, însoţite de valoarea în

daJ/cm2. 2. Diagrame de echilibru fier-carbon. Structuri de echilibru ale oţelurilor şi fontelor.

În aliajele sale cu fierul, carbonul se poate găsi sub forma de carbura de fier FexCy sub

formă de soluţie solidă (ferita , austenita sau ferita ) sau sub formă de grafit. Apariţia carbonului sub formă de grafit sau obişnuit sub formă de carbura Fe3C

(cementita) este determinată de viteza de răcire, adevărata formă de echilibru fiind grafitul, care apare la răciri foarte lente. Practic, se foloseşte analiza echilibrului numai cu grafit şi a echilibrului numai cu cementită care reprezintă stările limită ale sistemului; de aceea, diagrama de echilibru a sistemului fier-carbon se reprezintă în două variante (fig. 1.), liniile întrerupte corespunzătoare echilibrului stabil fier-grafit fiind trasate deasupra liniilor continue corespunzătoare echilibrului metastabil Fe- Fe3C.

Linia ABCD este lichidus, AHJECFD – solidus, GS – punctele A3, linia SE – punctele Acem, linia GPQ – linia domeniului solubilităţii soluţiei solide Fe (C), linia PS – punctele A1, linia SK – punctele A1-3,linia MO – punctele A2 şi linia N’N” – punctele A0.

Se precizează că deasupra liniei MO (punctele A2), oţelul nu este feromagnetic, iar deasupra liniei N’N” (punctele A0), cementita îşi pierde proprietăţile magnetice. Aceste linii, MO şi N’N”, nu reprezintă linii de echilibru. Punctele proporţionale ale diagramei de echilibru sunt caracterizate prin concentraţie şi temperatură.

Fig. 7.8. Diagrame de echilibru Fier - carbon Structura de echilibru a oţelurilor Oţelurile sunt aliaje fier-carbon al căror conţinut de carbon este cuprins între 0,02% C

(punct P) şi 2,11% C (punct E). În aceste aliaje, carbonul apare sub formă de cementită (Fe3C), deci ele corespund echilibrului metastabil. La temperatura ambiantă, constituentul structural nelipsit al oţelurilor este eutectoidul - perlita, corespunzător unei concentraţii de 0,77% C şi care este un agregat format din lamele alternante de ferită şi cementită; în oţelurile cu mai puţin de 0,77% C (oţeluri hipoeutectoide), perlita este asociata cu ferita, iar în oţelurile cu mai mult decât 0,77% C (oţeluri hipereutectoide) perlita este asociată cu cementita. Austenita este soluţia solidă de inserţie a carbonului în fier γ şi domeniul ei de stabilitate este GOSEJN. Formarea austenitei se face după mecanisme diferite, în funcţie de conţinutul de carbon şi anume: direct de la solidificare, austenita se separă numai în oţelurile cu mai mult de 0,50% C (punctul B); în aliajele mai sărace în carbon se separă mai întâi cristalele de ferită δ, care la răcirea ulterioară se transformă în austenită. Aliajele cu până la 0,1% C (punctual H) sunt formate şi după solidificarea completă numai din ferita δ; la răcire sub punctual A4 (curbura NH), ferita δ începe să se transforme în austenită prin modificarea reţelei cristaline, sub curba NJ transformarea fiind completă. În aliajele cu 0,10 - 0,50% C, cristalele δ, separate la solidificare şi răcire până la 1494 ºC, se găsesc într-un lichid de compoziţie B; la trecerea sub aceasta temperatură se formează, de asemenea, austenita printr-o reacţie peritectică de forma:

ferita δ (H) + lichid (B) → austenita γ (J). Reacţia este completă numai în oţelul corespunzător punctului J (0,16% C); la stânga lui rămân cristale δ, care apoi se transformă în austenită după linia NJ, iar la dreapta lui rămâne lichid, care, la răcirea în continuare, va separa cristalele de austenită după curba BC. Dacă oţelul are compoziţie eutectoidă, fiecare grăunte de austenită se transformă într-un grăunte de perlită, transformarea producându-se la o oarecare subrăcire faţă de temperatura eutectoidă de echilibru PSK. Structura perlitei este foarte mult influenţată de creşterea vitezei de răcire, care are drept scop scăderea temperaturii de transformare, respectiv mărimea subrăcirii. La viteze mici de răcire, perlita care se formează este lamelară, perfect vizibilă la măriri obişnuite. Dacă viteza de răcire creşte, structura ei devine din ce în ce mai fină, aspectul lamelar putând fi observat numai la măriri foarte mari.

În oţelurile hipoeutectoide, sub linia GOS, este stabilă structura bifazică de austenită şi ferită, austenita transformându-se parţial, polimorfic, în ferită, prin reordonarea atomilor de fier şi redistribuirea prin difuziune a atomilor de carbon.

Până la un conţinut de 0,02% C, transformarea este totală în ferită. La răcire în continuare, sub linia PQ, ferita micşorându-si solubilitatea pentru carbon, se produce separarea cementitei terţiare, de obicei la marginile grăunţilor de ferită.

La un conţinut de carbon mai mare de 0,02%, separarea feritei duce la îmbogăţirea în carbon a austenitei restante pe măsură ce temperatura scade, la temperatura eutectoidă PSK, austenita având 0,77%, când se transformă în perlită.

În oţelurile hipereutectoide, răcite sub linia E’S’, austenita devine suprasaturată în carbon şi la temperaturi cuprinse între E’S’ şi ES poate separa grafit, iar sub ES, din punct de vedere termodinamic este posibilă separarea atât a grafitului cât şi a cementitei. Germinarea cristalelor de grafit necesitând o fluctuaţie mai mare de concentraţie, difuziunea se realizează cu probabilitate foarte mică, fiind redusă din cauza subrăcirii, de aceea, faza care se formează este cea metastabilă, cementita. Austenita rămasă sărăceşte în carbon pe măsură ce temperatura scade, ajungând ca la temperatura eutectoidă (PSK) să conţină 0,77% C, sub această temperatură transformându-se integral în perlită. Structurile oţelurilor, aşa cum se formează în condiţiile practice obişnuite de turnare şi răcire (în lingouri sau piese) sau după prelucrare plastică la cald, sunt alcătuite din faze şi constituenţi (ferita, perlita, cementita) a căror omogenitate, formă, dimensiuni şi distribuţie sunt

rezultatul desfăşurării incomplete a proceselor de difuziune. Chiar dacă aceşti constituenţi sunt similari celor din diagrama de echilibru, din cauza vitezei relativ mari de răcire a compoziţiei lor chimice şi a raportului cantitativ al fazelor, ei nu corespund stării de echilibru. De aceea, se consideră că structura de echilibru a oţelurilor este cea obişnuită după reîncălzire în domeniul austenitic şi răcire lentă, în care procesele de difuziune în timpul răcirii şi al cristalizării secundare în stare solidă sau desfăşurat mai complet, compoziţia chimică şi raportul cantitativ a fazelor fiind cât mai aproape de cel de echilibru. Numai în aceste condiţii perlita conţine 0,77% C şi numai în aceasta stare, după raportul cantitativ al celor doi constituenţi ferita şi perlita din structura de recoacere (considerate în echilibru), se poate aprecia, cu aproximaţie, conţinutul de carbon al oţelurilor hipoeutectoide. Structura de echilibru a fontelor

Fontele sunt aliaje fier-carbon cu un conţinut de carbon mai mare de 2,11%. Solidificarea lor, aşa cum arată dubla diagrama din figura 7.9, are loc cu formarea unui eutectic în punctual C(C’), asociat fie cu cristale primare de austenită în aliajele hipoeutectice, fie cu cristale de cementita sau grafit în cele hipereutectice, funcţie de echilibrul realizat.

La răcirea în continuare cementita, respective grafitul, nu suferă modificări, austenita însă îşi schimbă concentraţia în funcţie de temperatura separând carbon secundar după curba SE (cementita) sau S’E’ (grafit) întocmai ca oţelurile hipereutectoide, iar la temperatura corespunzătoare liniei PSK, respective P’S’K’ suferă transformarea eutectoidă, în final fazele stabile la temperatura ordinară fiind ferita şi cementita sau ferita şi grafitul, funcţie de echilibrul considerat.

Aliajele solidificate după un echilibru sau celălalt au proprietăţi diferite şi se deosebesc foarte uşor unele de altele după aspectul secţiunii de rupere: aliajele solidificate după sistemul metastabil au un aspect alb-argintiu, cementita având aspect metalic şi se numesc fonte albe, iar cele solidificate după sistemul stabil prezintă un aspect cenuşiu din cauza prezenţei grafitului care-i dă aceasta coloraţie şi produsele se numesc fonte cenuşii. În cazul fontelor albe (echilibrul metastabil), structurile formate în procesul de solidificare şi răcire sunt în acord cu transformările indicate de diagramele de echilibru şi uşor de interpretat. Astfel, fontele hipereutectice încep solidificare cu separarea cristalelor primare de austenită şi o termină cu solidificarea eutectoidului format din austenită şi cementită numit ledeburită. La răcirea ulterioară, austenita devine suprasaturată în carbon şi în funcţie de temperatură separă cementita secundară, conform curbei ES, ajungând ca la temperatura corespunzătoare liniei P.S.K. să conţină 0,77 %C; la răcirea sub această temperatură, austenita se transformă integral în perlită, structura finală a fontelor albe hipoeutectice fiind formată din cementita secundară, perlită şi ledeburită.

Fontele hipereutectice încep solidificarea cu separarea cristalinelor primare de cementită şi se termină cu solidificarea eutecticului ledeburita. La răcirea ulterioară structura fontei îşi păstrează acelaşi aspect până la temperatura ambiantă (cementita primară şi ledeburita), singura transformare care se produce fiind aceea a austenitei din ledeburită, care se face după mecanismul indicat la fontele hipereutectice. În cazul fontelor cenuşii (echilibrul stabil), carbonul separându-se sub formă de grafit, element cu caracter nemetalic, prezenţa lor influenţează simţitor structurile aliajelor şi mecanismul lor de formare, la solidificare şi răcire. În primul rând, grafitul, având o structura hexagonală complet diferita de cea a fierului, prezenţa lui va influenţa formarea eutectoidului compus din austenită şi grafit. În aceste condiţii, solidificarea şi răcirea după echilibrul stabil se face în felul următor: o fontă hipoeutectică, sub linia E’C’F’, este formată din austenită primară şi agregatul austenită şi grafit; în timpul răcirii care urmează, austenita va separa mai întâi grafit secundar după S’E’ şi apoi grafit eutectoid la răcirea sub P’S’K’; la temperatura ordinară, structura aliajelor va fi deci formată dintr-o masă metalică de ferită în care lamelele de grafit mai mari sau mai mici sunt orientate la întâmplare sau sunt grupate în rozete.

În fontele hipereutectice grafitul primar germinează cu uşurinţă datorită conţinutului ridicat de carbon, se dezvoltă în faza lichidă şi de aceea se va putea prezenta sub forma unor

lamele drepte bine dezvoltate. În aceste fonte, rolul de nuclee de cristalizare pentru grafitul eutectic îl joacă, în parte chiar grafitul primar, urmat de germinarea proprie a grafitului eutectic şi separarea la răcirea în continuare a grafitului secundar, ca la fontele hipoeutectice. La temperatura ordinară a acestor fonte, structura va fi formată din aceleaşi faze ca la cele hipoeutectice, grafitul primar putând fi identificat după forma dreaptă a lamelelor, iar grafitul eutectic după forma de lamele îndoite. Fontele cu asemenea structură sunt foarte interesante din punct de vedere practic, atât pentru faptul că posedă proprietăţi mecanice mai mari (masa metalică de bază din perlită fiind mai rezistentă decât cea din ferită), cât şi pentru că se pretează mai bine la aplicarea tratamentelor termice. Obţinerea acestei structuri se realizează începând cu solidificarea după echilibrul stabil şi terminând răcirea după echilibrul metastabil.

3. Tehnologia turnării sub presiune a pieselor metalice.

La piesele care au configuraţie complexă se procedează frecvent la introducerea metalului lichid în cavitatea formei sub acţiunea unei presiuni exterioare. Pentru forma metalică se utilizează oţeluri aliate cu W, Cr, Co care rezistă la temperaturi ridicate (oţeluri refractare). Un prim tip de instalaţie pentru turnare sub presiune este cea cu acţionare prin piston şi cameră de compresie orizontală sau verticală.

Metalul lichid se va introduce în camera de compresie (în cantitate dozată), după care se acţionează pistonul de lucru care va face ca metalul lichid să treacă forţat în cavitatea formei, prin reţeaua de turnare. După solidificare şi răcire, se retrage pistonul de lucru, ajutat de cel auxiliar, iar piesa solidificată se dezbate prin extragerea semimatriţei dreapta.

Un alt tip de instalaţie de turnare sub presiune este cea cu acţionare prin fluid, conform schemei de mai jos.

Forma de turnare este metalică (cochilă).- Presiunea de umplere a formei este variabilă,

minimă la partea superioară şi maximă la partea inferioară. Pentru turnare, metalul lichid intră în forma de turnare printr-un tub de imersie, sub

acţiunea unei presiuni exterioare. Aerul comprimat (sau gazul inert) se introduce în rezervor pe

la partea superioară a acestuia, acţionând uniform asupra băii metalice cu o anumită presiune. Suprafeţele metalice care vin în contact cu metalul lichid se protejează cu vopsele refractare.

Fazele turnării sunt: - pregătirea cochilei, verificarea suprafeţei interioare; - ungerea suprafeţelor de contact cu vopsea refractară (sticlă solubilă+grafit); - asamblarea cochilei şi preîncălzirea acesteia la 200..400 0C pentru înlăturarea umidităţii; - turnarea metalului lichid; - dezasamblarea cochilei; - debavurarea piesei.

4. Tehnologia forjării în matriţe a pieselor metalice.

Matriţarea (forjarea în matriţă) este procedeul de prelucrare plastică la cald sau la rece prin care semifabricatul este obligat să ia forma şi dimensiunile cavităţii prevăzute în scula de lucru. Procedeul se aplică la prelucrarea pieselor mici (max. 300kg) de configuraţie complexă în producţie de serie mare şi de masă. Scula profilată în care se produce deformarea se numeşte matriţă. Surplusul de material curge în afara cavităţii formând bavura.

1 - semimatriţă superioară; 2 - semimatriţă inferioară;

3 - semifabricat; 4 - piesă matriţată; 5 - bavură; 6 - plan de separaţie.

În cazul matriţelor cu bavura (deschise) materialul excedentar curge în cavitatea pentru bavura printr-un canal de legătură . În jurul piesei se formează un inel de bavură care se îndepărtează prin operaţia de debavurare. Formarea inelului de bavură este esenţială pentru asigurarea umplerii corecte şi complete a cavităţii de lucru.

Canal de bavura

1-canal de legatura; 2-magazie; 3-plan de separatie

După numărul de cavităţi pentru deformare matriţele pot fi cu o cavitate sau cu mai multe cavităţi (caz în care semifabricatul parcurge operaţii de preforjare, eboşare, matriţare de finisare).

Toate matriţele sunt prevăzute cu dispozitive de ghidare care asigură centrarea reciprocă a semimatriţelor în timpul deformării metalului. Durabilitatea medie în exploatare este cuprinsă între 3000-7000 piese, funcţie de regimul de exploatare. Suprafeţele active ale matriţelor se ung cu lubrifiant (ulei+grafit; apă+grafit), iar matriţele se încălzesc la o temperatură de 200... 3000C

Matriţele se execută din semifabricate forjat liber (cele de dimensiuni mari se pot executa din lingouri), iar apoi sunt prelucrate prin aşchiere sau electroeroziune, în final fiind necesar tratament termic pentru durificarea suprafeţei active. Oţelurile utilizate sunt cele aliate pentru scule (C120, CW20, etc).Matriţele se proiectează plecând de la desenul de piesă matriţată, ţinându-se cont de contracţia semifabricatului (piesei) în matriţă, care poate fi de 1,2 ... 1,5%.

Obţinerea pieselor prin forjare în matriţă presupune trecerea semifabricatului printr-o serie de operaţii şi faze tehnologice, după cum urmează:

- debitarea semifabricatului laminat sub formă de bare, corespunzătoare masei piesei matriţate şi a adaosurilor necesare formării bavurei (dacă este cazul); - încălzirea barelor în cuptoare (încălzite electric sau cu gaze); - curăţarea acestora de oxizi; - matriţarea efectivă;

- debavurare (pe prese mecanice) şi control tehnic de calitate. . 5. Procedee de sudare în mediu de gaz protector (MIG, WIG).

Metalele în stare topită se combină foarte uşor cu gazele din atmosferă. La procedeele de sudare cu electrozi şi sub strat de flux protecţia băii metalice este asigurată de gazele rezultate în urma topirii învelişului electrozilor respectiv a fluxului. La sudarea în mediu de gaz protector, arcul electric şi baia de sudură sunt protejate de un jet de gaze protectoare care acoperă zona de lucru. Gazele care corespund acestui scop sunt argonul, heliul sau amestecuri de gaze. În cazul sudării în argon, se recomandă tensiuni de peste 15V iar în cazul în care se sudează în heliu, tensiuni de peste 24 V. La tensiuni mai mici arcul electric devine instabil. Sudarea în mediu protector cu electrod fuzibil, procedeul MIG-MAG La acest procedeu, arcul electric se amorsează între un electrod fuzibil (sârmă de sudare) şi piesa de sudat. Arcul electric şi baia metalică sunt protejate de acţiunea gazelor din atmosferă printr-un jet de gaz insuflat în zona de lucru. În funcţie de gazul insuflat în zona de lucru, se pot deosebi: - sudarea MIG (metal-inert-gaz), se utilizează ca şi gaz protector argonul, heliul sau argon+heliu. Gazul nu are nici o acţiune asupra băii metalice. - sudarea MAG (metal-activ-gaz), se utilizează ca şi gaz protector dioxid de carbon, argon+dioxid de carbon. Utilizarea amestecului argon+dioxid de carbon duce la o îmbunătăţire a procesului de sudare, reducerea pierderilor prin stropi comparativ cu dioxidul de carbon.

Reprezentarea procedeului de sudare MIG 1 - metal de bază; 2 - cusătură sudată; 3 - electrod fuzibil; 4 - arc electric; 5 - racord gaz inert; 6 - role de antrenare; 7 - contact electric; 8 - sursă de curent.

Arcul electric se formează între electrodul care avansează cu o viteză constantă şi piesa de sudat. Printr-un ajutaj este proiectat gazul de protecţie protejează arcul electric şi baia de

Reprezentarea procedeului de sudare WIG

1 - metal de bază; 2 - cusătură sudată; 3 - sârmă de sudare; 4 - arc electric; 5 - racord

gaz inert; 6 - electrod nefuzibil (wolfram); 7 - sursă de curent continuu.

metal topit. Datorită căldurii dezvoltate în arcul electric, are loc topirea electrodului şi a marginilor îmbinării. Tehnologia sudării în mediu de gaze inerte este asemănătoare sudării cu electrod învelit, pistolet de sudură este răcit cu aer. Se pot suda prin procedeul MIG cupru, aluminiu, oţeluri inoxidabile şi refractare.

Sudarea în mediu protector cu electrod nefuzibil, procedeul WIG. Majoritatea metalelor se sudează cu curent continuu,electrodul fiind conectat la borna

negativă. În tablelor foarte subţiri din aluminiu se poate suda cu polaritate inversă. Aluminiul, magneziul cu grosimi > 1 mm se poate suda în curent alternativ. Arcul electric se amorsează între electrodul de wolfram şi piesă. Se poate folosi sau nu material de adaos introdus sub formă de sârmă în zona de sudare. Gazul protector poate fi argon, heliu, argon+heliu.

Pentru reducerea uzurii electrodului din wolfram, acesta se poate alia cu thoriu, cesiu, zirconiu. Metoda se aplică la sudarea oţelurilor slab aliate cu Cr-Mo,oţeluri feritice şi martensitice, oţeluri inoxidabile,metale uşoare,metale refractare

6. Stabilirea regimului de încălzire pentru tratamente termice.

În practica tratamentelor termice se utilizează, în principal, următoarele trei regimuri de încălzire după cum urmează.

Încălzirea în cuptor cu temperatura constantă se realizează practic prin introducerea produsului rece în cuptorul aflat la o temperatură cu puţin superioară temperaturii de tratament

termic şi care se menţine constantă pe toată durata încălzirii: Tm

= Tinc

+ (10 - 30) 0C

Regimuri de încălzire în condiţii Tm = constant, vînc = constant şi T

s = constant .

Avantajele acestui regim de încălzire, cel mai des utilizat în practică, constă în aceea că este simplu de realizat şi asigură durate de încălzire reduse. În timpul încălzirii însă, iau naştere căderi mari de temperatură pe secţiunea produsului, ceea ce reduce sfera de aplicabilitate a metodei la reperele de dimensiuni relativ reduse, având forme simple şi fiind confecţionate din materiale cu plasticitate ridicată (oţeluri carbon şi slab aliate, fonte şi aliaje neferoase). În cazul produselor cu configuraţie complexă, realizate din oţeluri aliate, se aplică adesea o variantă a acestui regim, încălzirea cu treaptă de preîncălzire, variantă care se realizează practic prin utilizarea a două cuptoare, menţinute ambele la temperatură constantă;

Încălzirea cu viteză constantă conduce la durate de încălzire foarte lungi şi se aplică produselor metalice de dimensiuni mari, având forme complicate şi fiind confecţionate din materiale cu elasticitate redusă. Se realizează practic prin introducerea reperelor reci în cuptorul rece, la care se programează o viteză de încălzire constantă. În timpul încălzirii, căderea de temperatură pe secţiune este redusă şi se menţine practic constantă, ceea ce implică tensiuni termice neglijabile.

Încălzirea în condiţiile în care temperatura suprafeţei este constantă se realizează practic în cazul utilizării cuptoarelor cu băi, prin scufundarea produsului rece în baia de încălzire, aflată la o temperatură cu puţin superioară temperaturii de tratament. Suprafaţa produsului atinge astfel, practic instantaneu, temperatură de încălzire, în timp ce miezul răspunde abia după un timp dat. În consecinţă, în momentele iniţiale ale încălzirii, pe secţiunea produsului iau naştere tensiuni termice extrem de mari (datorate diferenţelor de temperatură dintre suprafaţă şi centru). Deşi, din punctul de vedere al duratei de încălzire, metoda este cea mai rapidă, ea se poate aplica numai în cazul produselor de dimensiuni mici, având forme simple şi fiind confecţionate din materiale foarte plastice.

7. Procedee practice de călire.

În practica tratamentelor termice se utilizează mai multe metode de călire, răcirea realizându-se uneori, în funcţie de importanţa produsului călit şi materialul din care este

confecţionat acesta, chiar prin utilizarea a două medii de călire diferite.

Curbele de răcire pentru diferite procedee de călire:

1- călire obişnuită; 2- călire întreruptă; 3- călire în trepte; 4- călire izotermă

În cazul călirii clasice sau obişnuite, se

utilizează un singur mediu de călire, în care se scufundă produsul metalic după austenitizare şi se agită până la răcirea completă. Metoda este

simplă, economică şi se pretează la automatizare, dar prezintă dezavantajul că implică tensiuni interne (termice şi structurale) mari. Călirea clasică este contraindicată în cazul produselor masive, cu o configuraţie complicată, confecţionate din oţeluri cu conţinut ridicat în carbon.

Călirea întreruptă, răcirea se realizează prin scufundarea produsului, pe rând, în două medii de călire diferite. Primul dintre acestea trebuie să prezinte o capacitate de răcire mare, astfel încât să asigure răcirea cu o viteză superioară vitezei critice de călire. Menţinerea în acest mediu se face până când temperatura produsului metalic este cu puţin superioară punctului M

S,

după care se continuă răcirea în cel de-al doilea mediu, mai puţin energic. Răcirea mai lentă în intervalul transformării martensitice conduce la obţinerea unor tensiuni interne mai reduse. Mediile de călire utilizate de obicei în practică pentru realizarea călirii întrerupte sunt apa şi uleiul. Implicând tensiuni interne mai reduse, metoda este aplicabilă pieselor cu configuraţie complicată, confecţionate din oţeluri cu conţinut ridicat în carbon .

În cazul călirii în trepte, se utilizează succesiv două medii de răcire. După austenitizare, produsul metalic se introduce într-o baie “fierbinte” de ulei sau de săruri topite, aflată la o temperatură cu T

baie=M

S +20-30°C. Menţinerea în acest mediu, timp de 5-15 minute, trebuie să

asigure, pe de o parte, răcirea produsului metalic până la temperatura băii, cu o viteză de răcire mai mare decât viteza critică de călire. Pe de altă parte însă, ea are scopul de a realiza uniformizarea temperaturii pe secţiune, astfel încât transformarea martensitică să se poată produce simultan, în întreg volumul de material. În final, produsul se scoate în aer liniştit sau ventilat, fapt care asigură răcirea cu viteză mică prin intervalul temperaturilor de transformare martensitică, şi, implicit, tensiuni termice şi structurale reduse. Călirea în trepte se poate aplica numai produselor de dimensiuni mici, la care se poate realiza egalizarea temperaturii în timp scurt, şi confecţionate din oţeluri cu călibilitate mare (oţeluri aliate de scule sau oţeluri rapide).

Călirea izotermă (bainitică), �i în acest caz se utilizează două medii de răcire. Primul este o baie de săruri şi are rolul de a aduce produsul la temperatura de transformare bainitică, cu o viteză superioară vitezei critice de călire. Durata de menţinere la această temperatură se alege

cu ajutorul curbelor TTT. Răcirea finală până la temperatura camerei se realizează apoi în aer. Se poate apela la această metodă numai în cazul produselor de dimensiuni mici, confecţionate din oţeluri cu călibilitate mare, la care diagrama TTT este suficient de depărtată de ordonată, aplicaţia tipică fiind arcurile.

În cazul oţelurilor cu conţinut ridicat în carbon şi elemente de aliere, la care Mf se află la

temperaturi sub 0°C, pot rezulta însă proporţii mari de austenită reziduală (20-30%), care sunt nedorite în structura de călire. În astfel de situaţii, imediat după răcirea până la temperatura camerei, produsele sunt introduse într-un mediu de călire aflat la temperatura de -20...-100°C, unde sunt menţinute un timp relativ scurt iar pe urmă se scot la aer. Metoda este cunoscută sub

denumirea de călire sub 00C sau călire la frig.

8. Tehnologia tratamentului termic al arborilor.

Întrucât semifabricatele în majoritatea cazurilor se obţin prin forjare liberă sau în matriţe, tratamentul termic primar este obligatoriu in scopul refacerii structurii, eliminării tensiunilor interne şi îmbunătăţirii prelucrabilităţii prin aşchiere. Se recomandă tratamentul de normalizare care asigură o finisare a structurii şi corespunzător, ameliorarea caracteristicilor mecanice. Pentru cazul oţelurilor aliate, întrucât de regulă duritatea după normalizare este prea mare (urmare a gradului înalt de fineţe a amestecului lamelar ferito-cementitic), se aplica după normalizare şi o revenire înaltă. Revenirea înaltă, pe lângă faptul că asigură o îmbunătăţire a prelucrabilităţii prin aşchiere, pe seama globalizării cementitei perlitice, are şi un alt efect favorabil, de mărire a stabilităţii dimensionale în timpul tratamentului termic secundar.

Tratamente termice secundare aplicate arborilor drepţi La stabilirea tratamentelor secundare şi a tehnologiei de realizare a lor se ţine seama de

solicitările arborelui, dimensiunile acestuia, calitatea materialului prescrisă şi de posibilităţile de realizare practică.

In cazul arborilor mai pretenţioşi, sprijiniţi în lagăre cu rulmenţi, se aplică tratamentul de îmbunătăţire, iar dacă se sprijină în lagăre de alunecare se recomandă tratamente superficiale.

Tratamentul termic de îmbunătăţire Tratamentul de îmbunătăţire presupune realizarea călirii in profunzime. In acest sens,

pentru arbori de dimensiuni mici se folosesc oţeluri carbon de îmbunătăţire, iar pentru dimen-siuni mai mari, oţeluri aliate, acestea din urmă posedând o călibilitate mult mai bună.

Austenitizarea se face la temperaturi ce depind de compoziţia oţelului (Tt=Ac3 + 30...50 0C), încălzirea realizându-se în poziţie verticală, prin suspendarea arborilor, iar răcirea în vederea călirii se realizează tot vertical, prin imersare în bazin cu apă, pentru OLC-uri, sau ulei pentru oţelurile aliate, uleiul având temperatura intre 40 ... 80 °C. După călire se aplică o revenire înaltă în jur de 600 0C, la o durata corespunzătoare dimensiunilor arborilor, urmată de răcire lentă.

Călirea superficiala Călirea superficială se aplică în scopul măririi durităţii superficiale şi a rezistenţei la

uzură in zona fusurilor de reazem, a canelurilor sau canalelor de pană. In funcţie de seria de fabricaţie, dimensiunile arborilor si utilajele avute la dispoziţie, încălzirea se poate realiza prin inducţie, cu flacără sau prin contact electric.

procedeul de călire simultană procedeul de călire succesivă

Metode de călire superficială cu flacără a arborilor

Indiferent de procedeul utilizat, arborii de dimensiuni mici se călesc prin metoda

simultană, iar pentru arborii lungi, respectiv când L>2D, se călesc prin metoda succesivă. Grosimea stratului călit depinde de diametrul arborelui de alegerea adecvată a parametrilor tehnologici.

Dacă se preferă procedeul de călire prin contact electric, acesta se aplică la arbori de dimensiuni mici şi medii cu formă simplă, asigurând adâncimi de călire până la 3...5 mm.

9. Tehnologia tratamentului termic al cămăşilor de cilindri

Cămăşile de cilindru sunt piese de mare importanţă ce intră în componenţa motoarelor cu ardere internă, a compresoarelor şi a diverselor acţionări hidraulice şi pneumatice.

Pentru motoarele cu ardere internă cămăşile de cilindru au forma unor bucşe cu pereţi relativ subţiri, grosimea lor minimă fiind de 3 ... 4 mm pentru cele uscate şi 6 ... 8 mm pentru cele umede, fapt ce le predispune la deformare în timpul prelucrării şi al tratamentului termic.

Semifabricatele pentru cămăşile de cilindru se obţin, de regulă, din fontă cenuşie nealiată sau aliată cu crom şi molibden, care au structura constituită din grafit lamelar fin şi uniform distribuit pe un fond perlitic. Pentru solicitări mari, ele se execută şi din oţel aliat (de preferinţă cu aluminiu, crom şi molibden, de tip 38MoCrAl09, pentru nitrurare), când semifabricatele se obţin prin laminare.

Tratamentele primare se aplică semifabricatelor turnate şi consta din recoaceri de detensionare. La semifabricatele de diametre mari se recomandă ca detensionarea să se facă după o primă degroşare, în acest fel deformaţiile ulterioare sunt mai mici. Tratamentul constă dintr-o încălzire la 550 ... 600 °C, cu menţinere de 2 ... 4 ore, urmată de răcirea lentă în cuptor cu 20... 30 °C/h.

Tratamente termice secundare aplicate cămăşilor de cilindru Tratamentele termice secundare (finale) au ca scop mărirea caracteristicilor mecanice ale

materialului şi în special a rezistenţei la uzură pe suprafaţa interioară a cămăşii. Tratamentele finale constă din căliri in profunzimea peretelui cămăşii, căliri superficiale sau tratamente termochimice de nitrurare.

Călirea în adâncime (pătrunsa) Se aplica atât cămăşilor de cilindru din fontă, cit mai ales celor din oţel. Încălzirea şi

menţinerea la temperatura de austenitizare se face în funcţie de compoziţia materialului şi dimensiunile cămăşii, iar răcirea se face, de regulă, în ulei. La cămăşile de cilindru de diametre mari şi cu pereţi subţiri, datorită predispoziţiei la deformare, este necesar ca răcirea să se facă în stare presată în dispozitive speciale. După călire se aplică o revenire joasă, deoarece se urmăreşte menţinerea în final a unei durităţi de minimum 45 . . . 50 HRC.

Călirea superficiala prin inducţie Procedeul de călire prin inducţie este foarte răspândit pentru călirea suprafeţei interioare

a cămăşilor de cilindru în industria de automobile. Inductorul este fix şi are forma adecvată călirii suprafeţelor cilindrice interioare, fiind

alcătuit, normal, din mai multe spire. Cămaşa de cilindru are o mişcare de coborâre şi una de rotaţie, asigurând în acest fel încălzirea progresivă şi uniforma după contur a suprafeţei. Răcirea se realizează prin stropire cu apă, cu ajutorul unui răcitor plasat în vecinătatea inductorului.

După călire, cămăşile de cilindru se supun unei reveniri joase la 2000C în vederea reducerii tensiunilor interne.

Nitrurarea cămăşilor de cilindru Tratamentul de nitrurare conferă cămăşilor de cilindru o duritate deosebită şi o rezistenţă

foarte mare la uzură pe suprafaţa interioară, mărind în acelaşi timp şi rezistenţa la coroziune. Nitrurarea se aplică îndeosebi cămăşilor de cilindru executate din oţel aliat 38MoCrAl09. Înainte de nitrurare cămăşile se călesc de la 920... 930 0C, răcirea făcându-se în apă încălzită, iar apoi sunt revenite la 620 ... 650 0C. Grosimea stratului nitrurat trebuie să fie în jur de 0,5 ... 0,7mm. 10. Mişcarea de rotaţie cu axă fixă. Distribuţia de viteze şi de acceleraţii.

a. Schema geometrică şi mecanică a mişcării. Grade de libertate.

Oxyz – sistem de referinţă mobil ; O1x1y1z1 – sistem de referinţă fix.

Fig. 1. Schema geometrică şi mecanică a mişcării. Grade de

libertate

Un rigid efectuează o mişcare de rotaţie cu axă fixă, dacă două puncte ale sale O1 şi O2 (deci o axă a sa ), rămân fixe tot timpul mişcării, Fig.1, iar axa fixă se numeşte axă de rotaţie. Rigidul are un singur grad de libertate, deoarece poziţia sa la un moment dat este complet precizată cu ajutorul unghiului =(t). Cum punctul O are viteza şi acceleraţia nule,

0 a ; v o 00 , rezultă că viteza şi respectiv acceleraţia unghiulară sunt dirijate după axa de

rotaţie, k şik εεωω , având modulele = θ

şi = .

b. Distribuţia de viteze

r x v ω , în care vectorul viteză v al unui punct oarecare M aparţinând rigidului, este

perpendicular pe planul definit de vectorii ω şi r ; modulul său este

d d sin r v θωαω ; proiecţiile sunt ; 0 ; x ; y - zyx vvv unitatea de

măsură s

m.

ω este vectorul viteza unghiulară; mărimea are unitatea de măsură s

rad.

r este vectorul de poziţie al unui punct oarecare aparţinând rigidului; mărimea are unitatea de măsură m. Distribuţia de acceleraţii

) x ( x x rra , unde vectorul a este acceleraţia unui punct oarecare M aparţinând

rigidului şi are proiecţiile 0 a ; y - xεa ; x- yε- a z2

y2

x ω ; mărimea are unitatea de

măsură 2s

m.

r x ε , reprezintă componenta tangenţială a acceleraţiei, cu acceleraţia unghiulară, mărime

cu unitatea de măsură 2s

rad.

) x ( x r , reprezintă componenta normală (axipetă) a acceleraţiei.

Vectorii viteză şi acceleraţie aparţin unor plane paralele cu planul xOy, iar punctele situate pe axa de rotaţie au viteze şi acceleraţii nule.

11. Mişcarea plan-paralelă. Distribuţia de viteze şi de acceleraţii, pentru cazul

mecanismelor plane. a. Schema geometrică şi mecanică a mişcării. Grade de libertate.

Oxyz – sistem de referinţă mobil ; O1x1y1z1 – sistem de referinţă fix.

Fig. 2. Schema geometrică şi mecanică a mişcării. Grade de libertate

Un rigid efectuează o mişcare plan-paralelă dacă trei puncte necoliniare ale sale (deci un plan P al său), rămân tot timpul mişcării, conţinute în acelaşi plan P1 , fix în spaţiu, ca în Fig.2. Rigidul are trei grade de libertate, deoarece pentru definirea mişcării plan-paralele sunt necesare trei funcţii scalare independente :

(t) ; )t(y y ; )t(xx oooo θθ

b. Distribuţia de viteze :

r vv o x , în care vectorul viteză v al unui punct oarecare aparţinând rigidului este situat într-un plan paralel cu planul P al mişcării, are proiecţiile pe axele sistemului mobil:

; 0 ; x ; y -v Ox zOyyx vvvv unitatea de măsură s

m.

ov este viteza originii sistemului mobil; mărimea are unitatea de măsură s

m.

ω este vectorul viteza unghiulară; mărimea are unitatea de măsură s

rad.

r este vectorul de poziţie al unui punct oarecare aparţinând rigidului; mărimea are unitatea de măsură m. x, y, z sunt coordonatele carteziene ale unui punct oarecare aparţinând rigidului;

vectorii ω v şi0 , respectiv şi0a sunt ortogonali. Distribuţia de acceleraţii :

) x ( x x rraa o în care vectorul acceleraţie a al unui punct oarecare aparţinând rigidului este situat într-un plan paralel cu planul P al mişcării, are proiecţiile pe axele

sistemului mobil: 0ayxaaxyaa 2Oyy

2Oxx z ; ; unitatea de măsură

2s

m.

r x ε , reprezintă componenta tangenţială a acceleraţiei, cu acceleraţia unghiulară, mărime

cu unitatea de măsură 2s

rad.

) x ( x r , reprezintă componenta normală (axipetă) a acceleraţiei, mărime cu unitatea de

măsură 2s

rad.

12. Gradul de mobilitate al mecanismelor plane. Gradul de mobilitate (M) al mecanismului reprezintă numărul mişcărilor independente pe

care le primeşte din exterior, respectiv numărul gradelor de libertate a elementelor cinematice în raport cu un element fix. Aşa cum se ştie mecanismul provine dintr-un lanţ cinematic prin

fixarea unui element cinematic, adică prin reducerea unui număr de 6 grade de libertate. Numărul gradelor de mobilitate va fi:

5

1mm

5

1mm

5

1mm mCn6M mC1-e66mCe66LM

S-a notat: n = e – 1, numărul elementelor mobile ale mecanismului

Dacă elementelor unui mecanism li se impun iniţial f (f - familia mecanismului) restricţii de mişcare comune, atunci fiecare element (nesupus legăturilor) va avea 6 – f grade de libertate, iar cuplele cinematice de clasa m vor suprima (m – f) grade de libertate. În aceste condiţii, formula

structurală a mecanismului exprimată prin relaţia va deveni:

5

1fmmf Cfmnf6M

În cazul mecanismelor plane f = 3, numărul gradelor de mobilitate putându-se exprima după cum urmează:

453 CC2n3M 13. Eforturi. Eforturi unitare (tensiuni normale şi tangenţiale) .

Sub acţiunea încărcărilor exterioare, în interiorul elementelor de rezistenţă se pun în evidenţă forţe şi momente interioare, numite eforturi, astfel: N (forţă axială), T (forţă tăietoare), Mi (moment încovoietor) şi Mr (moment de răsucire). Fiecare dintre eforturi luat separat produce asupra elementului de rezistenţă o solicitare simplă. Dacă în secţiunea unui element de rezistenţă se pun în evidenţă simultan două sau mai multe eforturi se spune că este supus la solicitări compuse (întindere cu încovoiere, încovoiere cu răsucire, încovoiere cu forfecare şi răsucire etc.)

Studiul repartiţiei eforturilor într-o secţiune a unui element de rezistenţă, necesită introducerea unei mărimi care să caracterizate, în fiecare punct al secţiunii, intensitatea acestor eforturi. Mărimea utilizată poartă denumirea de tensiune sau de efort unitar.

Valoarea raportului:

n

nmedn A

Fp

, se numeşte tensiune (efort unitar) medie.

Trecând la limită relaţia de mai sus, se obţine:

n

n

n

n

0An dA

Fd

A

Flimp

n

(4.1)

Vectorul np se numeşte tensiune (efort unitar) totală şi se exprimă dimensional în N/m2 sau daN/cm2 etc. În calculele de rezistenţă sunt utilizate componentele tensiunii totale pe normala

nσn - tensiune normală; şi pe planul elementului de suprafaţă dAn nτ - tensiune tangenţială (fig.1.11,b).

Fig.1.11 Tensiuni normale şi tangenţiale pe secţiunea barei

În cazul particular al unei secţiuni Ax, pentru care normala coincide cu direcţia axei barei (fig.1.11,c), vectorul tensiune totală şi componenetele sale se notează: px, x şi xτ ; ( xyτ şi xzτ )

şi între aceste mărimi există relaţia: 2xz

2xy

2x

2x

2xxp , (4.2)

în care xyτ şi xzτ sunt componentele tensiunii tangenţiale xτ , după axele care determină planul

secţiunii Ax. (1.6)

14. Solicitări simple. Calculul din condiţiile de rezistenţă şi de rigiditate.

5.1. Întinderea şi compresiunea Tabelul 5.1.Relaţiile de calcul la întindere – compresiune

Relaţia de bază Dimensionare Verificare Calculul efortului

capabil

A

N

anec

NA

a

efef A

N efacap AN

EA

Nll a

'nec lE

NlA

a

efef l

EA

Nll

efa'

cap EAl

lN

În tabelul 2.1, mărimile utilizate au următoarele semnificaţii: A, Anec şi Aef reprezintă aria

secţiunii, aria secţiunii necesară şi respectiv aria secţiunii efective; aσ şi efσ sunt tensiunea

normală admisibilă respectiv tensiunea efectivă; N cap este forţa maximă ce poate fi preluată de

către bară fără a se rupe (sau să nu producă deformaţii permanente.

5.2. Forfecarea Tabelul 5.2.Relaţiile de calcul la solicitarea de forfecare

Dimensionare Verificare Calculul efortului

capabil Deformaţii

afnec

TA

af

efef A

T afefcap AT

GA

Taas

5.3. Încovoierea pură

Tabelul 5.3. Relaţii de calcul la încovoierea pură

Relaţia de bază Dimensionare Verificare Calculul efortului

capabil

z

i

W

M

ai

maxinecz

MW

ai

efz

maxief )W(

M aiefzcapi WM

5.4. Răsucirea

Tabelul 5.4. Relaţiile de calcul la răsucire

Relaţia de bază Dimensionare Verificare Calculul efortului

capabil

p

r

W

M

a

r

necp

MW

a

efp

ref W

M aefpcapr WM

p

r

GI

M

a

r

necp G

MI

a

efp

ref IG

M aefp

'

capr IGM

15. Caracteristicile geometrice ale secţiunilor plane. Momente statice. Momente de inerţie. Modulele de rezistenţă. Raza de inerţie.

Se consideră o suprafaţă plană oarecare (fig.5.1.), ce reprezintă secţiunea transversală, a unei bare supusă solicitării. Faţă de un sistem de axe zOy, din planul secţiunii, se consideră un element de arie dA care are coordonatele z şi y.

Fig. 5.1 Suprafaţa (A) raportată la un sistem de axe de referinţă

Caracteristicile geometrice, simbolurile acestora, relaţiile de calcul, ecuaţiile de dimensiuni şi dimensiunile uzual utilizate sunt prezentate în tabelul 5.1.

Tabelul 5.1. Caracteristicile geometrice ale suprafeţelor

Unitatea de măsură

ELEMENTE SPECIFICE CARACTERISTICA GEOMETRICĂ

Simbol Relaţia de calcul Ecuaţia de dimensiuni

Uzual

ARIA A În funcţie de forma

secţiunilor [L2]

[mm] [cm2]

Sz A

Z ydAS

MOMENTE STATICE

Sy A

z zdAS

[L3] [mm3] [cm3]

Iz A

2z dAyI

MOMENTE DE INERŢIE AXIALE

Iy A

2y dAzI

[L4] [mm4] [cm4]

MOMENT DE INERŢIE POLAR Ip A

2p dArI [L4]

[mm4] [cm4]

MOMENT DE INERŢIE CENTRIFUGAL

Izy A

zy zydAI [L4] [mm4] [cm4]

Wz

max

zz y

IW

MODULE DE REZISTENŢĂ AXIALE

Wy max

yy z

IW

[L3] [mm3] [cm3]

MODUL DE REZISTENŢĂ POLAR Wp R

IW p

p *

[L3] [mm3] [cm3]

iz A

Ii z

z

RAZE DE INERŢIE

iy

A

Ii y

y

[L] [mm] [cm]

*R – distanţa până la fibrele extreme (R=d/2 – pentru secţiunea circulară şi R=D/2 – pentru secţiunea inelară).

Analizând elementele specifice din tabelul 5.1. se pot trage următoarele concluzii: - ecuaţia de dimensiuni pentru momentele de inerţie este lungime la puterea a patra [L4]; - momentele de ineţie axiale şi polare sunt întotdeauna pozitive şi diferite de zero; - momentul de inerţie polar este egal cu suma momentelor de inerţie axiale faţă de două

axe perpendiculare care trec prin acel pol; - momentul de inerţie centrifugal poate fi pozitiv, negativ sau nul. Valoarea zero se

obţine atunci când cel puţin una dintre axele z sau y este o axă de simetrie a suprafeţei considerate;

- dacă sistemul de axe zOy are originea în centrul de greutate al suprafeţei, momentele de inerţie calculate în raport cu aceste axe se numesc momente de inerţie centrale.

16. Tensiuni şi deformaţii în barele drepte solicitate la încovoiere.

Dacă în secţiunea unei bare se pune în evidenţă efortul moment încovoietor (Mi) atunci bara este solicitată la încovoiere. Încovoierea poate fi de două tipuri: încovoiere pură, respectiv încovoiere simplă. Încovoierea pură apare atunci când în secţiunea barei există numai tensiuni normale (), produse de momentul încovoietor (fig.6.1,a). Solicitarea barei este de încovoiere simplă dacă există simultan, în secţiunea barei, tensiunile şi τ produse de către momentul încovoietor respectiv de o forţă tăietoare (fig.6.1,b).

Fig. 6.1 Eforturi şi tensiuni la încovoiere pură respectiv încovoiere simplă

Considerăm un element de lungime dx (fig.6.3) dintr-o bară solicitată la încovoiere pură

şi se admite planul forţelor ca un plan de simetrie al barei (xOy), rezultă că axa Oy este axă principală de inerţie.

Fig. 6.3 Deformaţia barei la încovoierea pură

Experimental s-a demonstrat că ipoteza lui Bernoulli este valabilă în cazul barelor

solicitate la încovoiere pură. În urma deformaţiei elementului de bară, arcele A’C’; OP; M’N’ şi B’D’ care provin prin

scurtarea segmentului AC şi lungirea segmentelor MN respectiv BD, au centrul de curbură la intersecţia dreptelor A’B’ şi C’D’.

Linia OP care este locul geometric al centrelor de greutate al tuturor secţiunilor, numită fibră medie a barei, rămâne de lungime neschimbată. Fibrele barei care după deformaţie îşi păstrează lungimea poartă denumirea de fibre neutre. Totalitatea fibrelor neutre corespunzătoare întregii lăţimi a secţiunii determină suprafaţa neutră. Lungimea arcului de curbă OP, în funcţie de raza de curbură a fibrei medii deformate este:

dx = d (6.1) Unghiul d măsoară rotirea celor două secţiuni situate la distanţa dx una faţă de cealaltă.

În urma deformaţiei, fibra MN de lungime iniţială dx şi situată la distanţa y de fibra medie devine arcul M’N’ (fig.6.3,c) de lungime arc M’N’ = ( + y)d. Alungirea acestei fibre se calculează cu relaţia:

yddy

dx

dx (6.2)

Pe baza legii lui Hooke se calculează tensiunea normală , ce corespunde fibrei MN, cu expresia:

y

EE (6.3)

Relaţiile (6.2) şi (6.3) arată că efortul unitar şi alungirea variază liniar pe secţiune (fig.6.4).

Fig.6.4 Variaţia pe secţiune a tensiunii normale şi deformaţiei specifice

Pentru a determina relaţia de legătură dintre momentul încovoietor şi tensiunea normală în secţiunea considerată, se utilizează ecuaţiile de echivalenţă statică. Pe elementele de arie dA, eforturile unitare produc eforturile elementare dA paralele (fig. 6.1,a). Deoarece în secţiune nu există forţa axială N, iar momentul încovoietor este dirijat de-a lungul Oz, ecuaţiile de echivalenţă sunt:

a) A

0AN ; b) Ay 0zAM ; c)

A iz MydAM (6.4)

Ţinând cont că 0E

(din relaţia 6.3) şi că nu depinde de elementul dA, din relaţiile

(6.4) se obţin:

a) A

0dA ; b) A

0zydA ; c) A i

2 MdAyE

(6.5)

şi rezultă:

a) Sz = 0; b) Iyz = 0; c) iz MIE

(6.6)

Relaţiile obţinute arată următoarele: - axa z trece prin centrul de greutate al secţiunii, deoarece momentul static faţă de ea

este nul. Ea se numeşte axa neutră a secţiunii: Axa neutră reprezintă intersecţia dintre suprafaţa neutră cu planul secţiunii transversale

şi coincide în cazul solicitării de încovoiere pură cu axa vectorului moment încovoietor. - axele y şi z sunt axe principale de inerţie deoarece momentul centrifugal este nul. Din relaţiile (6.6,c şi 6.3) se obţine expresia de calcul a tensiunii normale (efort unitar

normal):

z

i

I

yM (6.7)

numită formula lui Navier. În fibrele extreme ale secţiunii (y = ymax) se produc tensiunile normale max calculabile din formula lui Navier:

z

i

z

imaxmax W

M

I

My (6.8)

în care max

zz y

IW se numeşte modulul de rezistenţă axial şi este o caracteristică geometrică a

secţiunii. 6.1.3 Relaţii de calcul Calculul la încovoierea pură se face pe bază condiţiei de rezistenţă utilizând relaţia (6.8). a) Calculul de dimensionare. Se determină caracteristica minimă de secţiune cu relaţia:

ai

maxiznec

MW

(6.9)

în care maxiM este momentul de încovoiere maxim, iar ai rezistenţa admisibilă. După

determinarea valorii znecW trebuie aleasă forma raţională a secţiunii şi găsite dimensiunile ei

astfel încât zneczef WW . Forma secţiunii este cu atât mai raţională cu cât modulul de rezistenţă

are o valoare mai mare pentru un consum de material cât mai mic. Secţiunea este mai economică cu cât raportul dintre modulul de rezistenţă şi arie este mai mare.

17. Calculul asamblărilor sudate

a.) Tensiunile admisibile ale îmbinărilor sudate sunt determinate de cele ale pieselor de asamblat şi de cele ale materialului de adaos, de procesul tehnologic, de tratamentele termice şi mecanice ulterioare, fiind în general mai reduse decât rezistenţa pieselor de asamblat. Astfel,

tensiunile admisibile ale sudurilor se determină cu relaţia: asa

unde: - a - este efortul unitar admisibil minim al materialelor pieselor sudate;

- - coeficient de reducere ce depinde de metoda de sudare şi de natura solicitării, 1;

b.) Dimensiunile secţiunii de calcul ( laAs ), ale sudurii se stabilesc astfel:

- grosimea de calcul, a: - în cazul sudurilor cap la cap, (figura 1), a smin, este grosimea minimă (smin s2) a tablelor sudate, neglijând supraînălţarea cusăturii a;

Fig.1. Fig.2 - în cazul sudurilor de colţ, (figura 2), a reprezintă înălţimea triunghiului isoscel care se poate înscrie în secţiunea cusăturii, (pentru suduri convexe şi drepte a 0,7s, iar pentru suduri concave a 0,5s)

- lungimea de calcul, l, definit prin relaţia: l ls -2a; unde - ls – este lungimea efectivă a cusăturii;

c.) Calculul sudurilor: Suduri cap la cap solicitate la întindere de forţe axiale

as

s A

F

Suduri cap la cap solicitate la întindere şi forfecare de forţe axiale

la

sinF

A

F

s

ns

la

sinF

A

F

s

ts

a2s

2sech,s

Suduri cap la cap solicitate la încovoiere

azs

îs W

M ;

6

alW

2

zs

sau 6

laW

2

zs

Calculul sudurilor de colţ: In cazul sudurilor de colţ, în secţiunile solicitate ale cusăturilor, apar tensiuni normale (de întindere sau de compresiune), şi tangenţiale perpendiculare pe direcţia cusăturii , respectiv paralele . Aceste tensiuni se calculează utilizând formulele cunoscute. Dacă aceste eforturi sunt prezente simultan, (solicitări compuse) se determină tensiunea echivalentă cu relaţia:

)22//(2

ech,s

18. Proiectarea arborilor drepţi

Având în vedere importanţa arborilor în structura unei maşini, se impune un calcul complex al acestora. Succesiunea calculelor este următoarea: predimensionarea, pe baza unui calcul la răsucire, fie din condiţia de rezistenţă, fie din condiţia de rigiditate (deformaţii);

Din condiţia de rezistenţă : a3r

p

rr d

M16

W

M

, 16

dW

3

p

, rezultă 3

a

r1nec

M16d

Din condiţia de rigiditate: a4r

p

r

dG

M32

IG

M

, 32

dI

4

p

, rezultă 4

a

r2nec G

M32d

În final se adoptă una din valorile 1necd sau 2necd care satisfac condiţiile de rezistenţă

şi/sau deformaţie cerute. stabilirea formei constructive a arborilor se efectuează în conformitate cu cerinţele impuse de îndeplinirea rolului lor funcţional, de organele susţinute şi de modul de fixare ale acestora. calculul la solicitarea compusă de încovoiere cu răsucire; - se calculează reacţiunile din reazeme, momentele încovoietoare de-a lungul arborelui iM , atât

în plan orizontal iHM cât şi în plan vertical iVM ;

- se calculează momentul încovoietor rezultant, îM conform relaţiei: 2iV

2iHi MMM

- se trasează diagrama momentului încovoietor rezultant şi de răsucire; - se calculează momentul echivalent, echM , utilizând teoria efortului unitar tangenţial maxim,

rezultând pentru o secţiune oarecare i: 2ir2

i,ii,ech MMM unde: este un coeficient ce

ţine seama de modul de variaţie diferit pentru eforturile de încovoiere şi de răsucire. - se determină diametrele tronsoanelor i, ale arborelui în secţiunile cu valori maxime ale

momentului echivalent: 3

ai

i,echi

M32d

verificarea la oboseală; Această verificare constă în determinarea coeficientului de siguranţă la oboseală, atât pentru tensiunile normale, c , cât şi pentru cele tangenţiale, c , respectiv a coeficient de siguranţă

global, c, în secţiunile în care există concentratori de tensiuni, ţinându-se seama şi de alţi factori

ca: dimensiuni, tehnologia de prelucrare etc. a22c

cc

ccc

verificarea la deformaţii de încovoiere şi de răsucire;

- deformaţii la încovoiere: 2V

2H fff

- deformaţii unghiulare specifice (raportată la unitatea de lungime) la răsucire: ap

r

IG

M

verificarea la vibraţii. 19. Proiectarea lagărelor cu rulmenţi

1

256

3

4

În cazul cel mai general, un lagăr cu rulmenţi, se compune din următoarele elemente: rulmenţii (1), carcasa în care se montează aceştia (2), sistemul de fixare axială a rulmenţilor (3), sistemul de etanşare (4), sistemul şi dispozitivele de ungere (5), capace de închidere (6).

Proiectarea corectă a unui lagăr cu rulmenţi presupune următoarele: alegerea tipului rulmenţilor a variantei de rezemare, calculul mărimii acestora, fixarea axială şi etanşarea rulmenţilor.

Alegerea tipului rulmenţilor. Alegerea tipului rulmenţilor se face ţinând seama de mai mulţi factori, dintre care cei mai importanţi sunt: mărimea şi direcţia de acţiune a forţelor care solicită lagărul, respectiv turaţia;

Alegerea variantei de rezemare a rulmenţilor. O rezemare corectă a rulmenţilor trebuie să asigure fixarea lor radială şi axială, pe de altă parte trebuie să permită dilatarea termică şi deformaţiile de încovoiere ale acestora ca urmare a solicitărilor la care sunt supuşi. Calculul mărimii rulmenţilor – constă în determinarea duratei de funcţionare a acestora

p

P

CL

sau a durabilităţii acestora

n60

10LL

6

h

:

Unde: P – sarcina dinamică echivalentă, iar C – capacitatea dinamică echivalentă Fixarea axială a rulmenţilor. Inelele rulmenţilor care preiau încărcări axiale trebuie să se fixeze atât pe arbore cât şi în carcasă, pentru evitarea deplasării lor axiale într-un sigur sens sau în ambele sensuri. Se utilizează soluţii cu umăr de fixare pe arbore, inele elastice, piuliţe de rulmenţi, şaibe de fixare. Etanşarea lagărelor cu rulmenţi. Etanşarea lagărelor se face cu două scopuri şi anume: evitarea pătrunderii impurităţilor (praf, umiditate, vapori agresivi, particule solide metalice sau nemetalice) aflate în mediul de lucru al maşinii, respectiv evitarea scurgerii lubrifiantului din interiorul lagărului. Se utilizează soluţii ca, inele O, inele de pâslă, manşete de rotaţie, sau sisteme de etanşare fără contact.

20. Proiectarea angrenajelor cilindrice. Etape. Mărimile geometrice ale roţilor dinţate

cilindrice – relaţii de calcul

Etapele proiectării angrenajelor cilindrice sunt: - calculul de predimensionare al angrenajului din condiţia de rezistenţă la oboseală datorată solicitării de contact pe flancurile dinţilor, respectiv din condiţia de rezistenţă la oboseală datorată solicitării de încovoiere la baza dinţilor - calculul dimensiunilor geometrice şi a celor de control ale roţilor dinţate - calculul forţelor din angrenaj - calculul de verificare (rezistenţă) al angrenajului Principalele mărimi geometrice ale roţilor dinţate sunt următoarele:

Mărime Relaţii de calcul. Recomandări

Distanţa dintre axe aw Obţinută prin calculul de predimensionare Raportul de transmitere Impusă prin tema de proiectare Numărul de dinţi la pinion z1 = min 17 Numărul de dinţi la roata dinţată condusă

12 ziintz

Modulul 21

w

zz

a2m

Distanţa de referinţă dintre axe (recalculată) a

2

zzma 21STAS

Unghiul de angrenare

0

ww cos

a

aarccos

Suma coeficienţilor de deplasare de profil

210

0w21 zz

tg2

invinvxx

Diametrul de divizare 2,12,1 zmd

Diametrul de rostogolire w

02,12,1w cos

coszmd

Diametrul de picior 2,1**

a2,12,1f xchm2dd

Înălţimea de referinţă a dintelui mch2h **a

Diametrul de cap 2,1*a2,12,1a xhm2dd

Diametrul de bază 02,12,1b cosdd

Lăţimea danturii wa2 ab ; m5,1...1,0bb 21 33,0...25,0a - coef. de lăţime

Pasul de divizare mp

0 = 200, c*=0,25, 1h*a - elementele cremalierei de referinţă

21. Uzarea de oboseală şi de adeziune

Uzarea prin oboseală Uzarea prin oboseala superficială se produce în cazul în care acţionează concomitent o forţă alternativă şi un mediu lichid care transmite forţa pe suprafeţele în contact şi în mişcare relativă. Această forţă de uzură se manifestă în mod deosebit la angrenajele cu roţi dinţate şi la rulmenţi. Formele de manifestare a uzurii la oboseală sunt : 1. Uzura prin ciupituri (pitting-ul) este un proces de degradare intensivă a suprafeţelor de contact aflate în mişcare şi alunecare simultană. Principalele cauze sunt tensiunile pulsatorii de compresiune şi forfecare, rugozitatea şi duritatea suprafeţelor precum şi acţiunea lubrifianţilor. Ciupiturile sunt datorate aşa numitului "fenomen de pană" care presupune că iniţial se formează fisurile principale (determinate de oboseală) în care pătrunde uleiul "pompat" care, la rândul său, acţionează ca o pană ce determină desprinderi de material. 2. Uzarea prin exfoliere (spalling-ul). În cazul deformării plastice şi a unei forţe de frecare tangenţiale, când în materialul suprafeţelor sunt incluziuni sau particule mari, apar goluri, care prin deformări continue se măresc şi se unesc formând fisuri paralele şi desprinderi de material sub formă de solzi. Mai sunt şi alte tipuri de uzare: de cavitaţie, de impact, etc., care şi ele provoacă căderi ale elementelor în funcţiune însă în proporţie mai redusă. Procesele de uzare conduc nu numai la deteriorarea suprafeţelor de frecare în mişcare relativă ci în primul rând le deprecierea parametrilor de calitate şi a calităţii produselor. Uzarea de adeziune

Notând cu 1 şi 2 eforturile unitare de forfecare a materialelor celor două suprafeţe şi

cu s efortul unitar de forfecare al micro-sudurilor, pot avea loc următoarele situaţii:

- dacă s 1 şi 2 , vor ceda micro-sudurile fără smulgere de material pe suprafeţele de frecare şi fără transport de material; - dacă 1 şi/sau 2 s , se presupune ruperea materialului mai moale, iar întâmplător poate să apară transport de materiale; - dacă s 1 şi 2 , se produc smulgeri prin ruperea ambelor materiale şi în mod deosebit a celui mai moale. Poate să apară un transport de material prin atingerea fenomenului de gripaj. Apariţia gripajului, forma cea mai gravă a uzurii de adeziune poate fi provocată de mai mulţi factori: jocuri necorespunzătoare, materiale cu afinitate chimică şi metalurgică neadecvată, neexecutarea sau executarea necorespunzătoare a rodajului. În funcţie de natura materialelor, a sarcinilor, vitezelor de alunecare şi implicit a temperaturilor, procesul de uzare adezivă sau de contact poate evolua de la îmbunătăţirea calitativă a suprafeţelor (rodajul), începând de la degradarea lor, până la avarierea profundă (griparea). Factorii care intervin în uzarea adezivă sau de contact sunt: 1. Natura materialelor: compoziţia chimică, duritatea, structura şi constituenţii metalografici. Nu se recomandă împerecherea de materiale cu afinitate chimică şi metalurgică care au susceptibilitate crescută la sudare şi nici materiale cu duritate redusă. 2. Condiţiile de funcţionare: sarcina, viteza de alunecare, temperatura. Efectul sarcinii se manifestă prin modificarea regimului termic în punctele de contact intermetalic, intensificând procesul de micro-sudură punctiformă. 3. Rugozitatea suprafeţelor şi natura mediului lubrifiant. Suprafeţele rugoase se uzează mai rapid decât cele cu un grad mai mare de prelucrare. Natura mediului lubrifiant este determinată de vâscozitatea şi de gradul de aditivare.

Fig. 1 Schema uzării

prin adeziune

1. Formarea micro-joncţiunilor

2. Smulgerea unei

particule 3. Forfecarea

micro-joncţiunii

Pentru a mări rezistenţa la gripaj se folosesc aliajele antifricţiune (aliajele pe bază de staniu, plumb, aluminiu, etc.) În privinţa uzării contactelor electrice (în general punctiforme sau pe suprafeţe mici) în prezenţa curenţilor electrici, fenomenele fiind foarte complexe nu sunt conturate încă ipoteze cu caracter mai generalizator.

22. Ungerea elasto-hidro-dinamică.

Studiile şi cercetările efectuate au stabilit că în prezenţa unor sarcini mari, funcţionarea unor organe de maşini cu contact punctiform sau liniar (lagăre cu rostogolire, angrenaje, etc.) are loc în condiţii bune de frecare şi antiuzare, aproximativ similare celor din regimul hidrodinamic, datorită menţinerii în zona de contact a unor pelicule subţiri de lubrifiant. Acest fenomen complex a fost denumit lubrificaţie elastohidrodinamică şi ia în considerare două elemente:

a. deformaţiile în zona de contact a suprafeţelor; b. modificarea vâscozităţii lubrifiantului sub acţiunea presiunilor ridicate. Creşterea vâscozităţii datorită presiunii şi aplatizarea suprafeţelor prin deformare elastică

concură la reţinerea lubrifiantului în zona de contact, ceea ce duce la formarea filmului de lubrifiant relativ continuu.

Maxwell a stabilit noţiunea de vâscoelasticitate a fluidelor, arătând că dacă un lichid este tensionat suficient de rapid, acesta va arăta o reacţiune elastică, necesitând o cantitate finită de timp înainte de apariţia curgerii vâscoase. Această cantitate de timp a fost denumită timp de relaxare, iar perioada de tranziţie de la reacţia elastică la cea vâscoasă este numită fenomen de relaxare. După unii originea proprietăţilor elastice ale unui fluid pot fi găsite în forţele de atracţie intermoleculare, care asigură continuitatea acestuia.

Dacă un fluid este supus unei deformaţii elastice moleculele lui se mişcă relativ una faţă de alta fără să aibă loc distrugerea continuităţii lui. În acest mod o moleculă va fi deplasată numai temporar de la poziţia ei de echilibru, deoarece după încetarea forţei de deformare ea revine la poziţia iniţială. Dacă însă forţa de frecare este aplicată un timp mai îndelungat, suficient ca moleculele să se deplaseze de la poziţia lor iniţială la alta nouă, atunci fluidul va suferi o deformare permanentă.

Maxwell care a admis reacţia elastică a unui lichid supus unei variaţii rapide a unei tensiuni de forfecare, a conceput un aparat (figura 1).

M

G

Figura 1. Element Maxwell (schemă)

Dacă sistemul (arc-piston) este supus unei comprimări sau întinderi foarte scurte, resortul va prelua efortul respectiv, însă pistonul va rămâne insensibil la această acţiune. După încetarea efortului de comprimare sau întindere, resortul îşi va căpăta poziţia sa iniţială, adică sistemul se va relaxa.

Dacă însă sistemul este supus unei comprimări sau întinderi un timp mai îndelungat mai întâi va răspunde la această acţiune arcul, iar pistonul îl va urma încet. Când încetează acţiunea, resortul îşi reia poziţia sa iniţială, însă pistonul îşi va menţine noua sa poziţie.

În cazul unui lichid Maxwell, pistonul reprezintă vâscozitatea M

, iar resortul modul de

elasticitate la forfecare sau rigiditate G. Timpul de relaxare rezultă din raportul:

G

t Mr

(1)

iar vâscozitatea unui lichid Maxwell este definită prin: GtM r (2)

Determinarea timpilor critici de relaxare la lubrifianţi s-a făcut folosind tehnica ultrasunetelor:

10-9-10-12s – pentru uleiuri minerale pure; 10-4-10-6s – pentru uleiuri minerale multigrade; 10-1-10-11s – pentru unsori. Dacă timpul în care lubrifiantul este supus acţiunii unei sarcini maxime este identic sau mai

mic decât timpul de relaxare, atunci lubrifiantul se va comporta mai degrabă elastic decât vâscos, mărind rezistenţa filmului dintre suprafeţele în frecare. Uleiurile multigrade au o capacitate portantă mai mare decât uleiurile pure.

Hidrodinamic

EHD Limita

h[ m]

Pcontact

V2>V1

V1

V2

Figura 2. Dependenţa grosimii peliculei de lubrifiant şi a regimului de ungere de presiunea

de contact (după Strerlincht)

Tendinţei de expulzare a filmului de lubrifiant la sarcini ridicate i se opune efectul produs de o creştere a vâscozităţii lubrifiantului, care se menţine în zona de contact şi care transmite sarcina de la prima la cea de a doua suprafaţă de frecare.

pEHD

pHertz

2bH

Figura 3. Repartiţia presiunilor herţiene şi EHD

Din figura 2, rezultă că în regiunea elastohidrodinamică variaţia grosimii minime a filmului

cu sarcina este lentă. Din figura 2, reiese că din punct de vedere a grosimii filmului, regimul EHD se află între HD

şi L, cu o caracteristică practică importantă, şi anume: menţinerea grosimii h0 într-o gamă largă de presiuni (140-2100MPa) şi mai puţin influenţată de viteza relativă.

S-a constatat că în filmul de lubrifiant presiunile teoretice elastohidrodinamice depăşesc valorile presiunilor hertziene maxime, corespunzătoare suprafeţelor de rulare rigide (figura 3.)

Se observă că vârfurile de presiune dependente de viteză se deplasează către începutul zonei de contact. La viteze şi vâscozităţi mari sunt încă şi în prezent importante neconcordanţe între ipotezele teoretice şi experiment. De exemplu, coeficienţii de frecare teoretici sunt de 10-100 ori mai mari decât cei determinaţi experimental.

23. Metode de proiecţie utilizate în desenul tehnic. Modul de aşezare a proiecţiilor unei piese (vederi sau secţiuni) pe desenele tehnice, adică

dispunerea proiecţiilor, depinde de metoda de proiecţie utilizată. Sunt standardizate trei metode de proiecţie:

- metoda de proiecţie a primului triedru; - metoda de proiecţie a celui de-al treilea triedru; - metoda săgeţilor de referinţă.

1.1. Metoda de proiecţie a primului triedru Metoda era cunoscută mai înainte ca metoda europeană (metoda E). În cadrul acestei

metode de proiecţie se consideră că obiectul de reprezentat este situat între planul de proiecţie [P] şi observator (O) (fig. 1). În raport cu vederea din faţă, celelalte vederi se amplasează conform figurii 2. Simbolul grafic pentru această metodă de proiecţie este indicat, de asemenea, în figura 2.

[P]

O(D)

Vedereadin

dreapta

Vedereadesus

Vedereadinfata

Vedereadin

stânga

Vedereadin

spate

Vedereadejos

Simbol

Fig. 1 Fig. 2

1.2. Metoda de proiecţie a celui de-al treilea triedru Această metodă de proiecţie era cunoscută sub denumirea de metoda americană (metoda

A). În cadrul acestei metode se consideră că obiectul de reprezentat este situat în spatele planului de proiecţie [P], ca atare proiecţia se obţine pe planul de proiecţie situat între observator (O) şi obiect (fig. 3).

O(D)

[P]

Vedereadinfata

Vedereadin

dreapta

Vedereadin

spate

Vedereadin

stânga

Vedereadejos

Vedereadesus

Simbol

Fig. 3 Fig. 4

În raport cu vederea din faţă, celelalte vederi se amplasează conform figurii 4, în care este reprezentat şi simbolul grafic utilizat pentru identificarea acestei metode de proiecţie.

1.3. Metoda săgeţilor de referinţă În cadrul acestei metode, proiecţiile (vederi şi secţiuni) sunt liber poziţionate în cadrul

desenului. Fiecare vedere, cu excepţia vederii din faţă sau a proiecţiei principale, trebuie notată cu o majusculă, repetată în apropierea săgeţii de referinţă necesară să indice direcţia de proiecţie pentru vederea relevantă. Majusculele care indică vederile trebuie amplasate imediat deasupra vederii corespunzătoare.

24. Reprezentarea în secţiune a pieselor. Secţiuni propriu-zise şi secţiuni cu vedere. Secţiunea este reprezentarea în proiecţie ortogonală pe un plan a piesei, după intersecţia

acesteia cu o suprafaţă de secţionare şi îndepărtarea imaginară a părţii aflate între ochiul observatorului şi suprafaţa de secţionare.

Când în desen sunt reprezentate numai elementele ce alcătuiesc conturul suprafeţei rezultate din intersecţia piesei cu suprafaţa de secţionare se obţine o secţiune propriu-zisă (fig. 1, a), iar când se reprezintă atât secţiunea propriu-zisă cât şi partea piesei aflată în spatele planului de secţionare, se obţine o secţiune cu vedere (fig. 1, b).

A

AA-A A-A

a. b.

Fig. 1 25. Metode de cotare a pieselor. Determinarea şi înscrierea pe desene a dimensiunilor pieselor sau ansamblurilor poartă

denumirea de cotare şi se efectuează conform regulilor stabilite prin standarde. Principalele metode de cotare utilizate în desenul tehnic sunt: cotarea în serie, cotare faţă

de un element comun şi cotarea combinată.

Cotarea în serie Lanţurile de cote pot fi folosite numai atunci când eventuala însumare a toleranţelor nu

afectează aptitudinea de funcţionare a piesei. La cotarea în serie se pot folosi toate tipurile de extremităţi, cu excepţia săgeţilor la 900 (fig. 1).

10 7 11 2

68

12

21 21 30 37

Fig. 1

Cotare faţă de un element comun Această metodă de cotare se foloseşte atunci când mai multe cote, cu aceeaşi direcţie, au o

origine comună. Cotarea faţă de un element comun se poate face în paralel sau cu cote suprapuse.

Cotarea în paralel constă în înscrierea unui anumit număr de linii de cotă paralele unele faţă de altele, la o distanţă suficientă pentru a putea înscrie cotele fără dificultate, faţă de aceeaşi bază de cotare (fig. 2).

22

45

90

130 Fig. 2

Atunci când nu există spaţiu suficient pentru înscrierea cotelor, se poate folosi cotarea cu

cote suprapuse, care este de fapt o cotare paralelă simplificată (fig. 3). Indicarea originii trebuie plasată într-un loc convenabil şi extremitatea opusă a fiecărei linii de cotă trebuie să se termine numai prin săgeată. Valorile cotelor pot fi înscrise, fără risc de confuzii, astfel:

lângă săgeată, deasupra liniei de cotă şi la o mică distanţă faţă de aceasta (fig. 3, a), sau lângă săgeată, în continuarea liniei ajutătoare corespunzătoare (fig. 3, b).

45 90 130220

220

45 90 130

a. b.

Fig. 3

Cotarea combinată Această metodă îmbină cotarea în serie şi cotarea faţă de un element comun, pe aceeaşi

proiecţie; este cea mai folosită metodă de cotare şi se aplică numai după o examinare aprofundată a consecinţelor (fig. 4).

15030

2525

Ø2

5Ø35

Ø50

35

26. Notarea stării suprafeţelor pe desene.

Datele privind starea suprafeţelor se notează pe desenele de execuţie numai în cazul în care aceasta este necesară în vederea asigurării calităţii funcţionale şi a aspectului piesei, considerându-se că se reprezintă starea finită a suprafeţei respective (inclusiv tratamente termice, acoperiri electrochimice etc.), însă înainte de vopsiri sau acoperiri decorative. În cazul pieselor care formează ajustaje, indicarea rugozităţii este obligatorie.

Starea suprafeţelor este indicată cu ajutorul simbolului de bază sau a simbolurilor derivate.

Indicaţiile referitoare la starea suprafeţei trebuie dispuse, în raport cu simbolul grafic, ca în figura 1. Astfel, zonele corespunzătoare figurii se completează în felul următor:

ca

de b

Fig. 1

a – valoarea rugozităţii, în micrometri, precedată de simbolul parametrului de rugozitate şi lungimea de bază sau banda de transmisie, în milimetri, numai dacă acestea diferă de cele implicite, prescrise în standard. Între simbolul parametrului de rugozitate şi valoarea numerică a acestuia se lasă două spaţii libere pentru evitarea interpretării greşite; b – valoarea rugozităţii, diferită de cea înscrisă în zona a, în micrometri, precedată de simbolul parametrului de rugozitate; c – procedeul de fabricaţie, tratament, acoperire sau alte condiţii referitoare la fabricaţie; d – simbolul orientării neregularităţilor; e – adaos de prelucrare, în mm.

Simbolul grafic şi indicaţiile care îi sunt asociate trebuie dispuse astfel încât să poată fi citite de jos sau din dreapta desenului (fig. 2).

Rz 3,1

Ra

0,7

Rp 1,3

Rz 11

Fig. 2

27. Metode de înscriere a toleranţelor dimensionale pe desenele de execuţie şi de

ansamblu.

Înscrierea toleranţelor la dimensiuni liniare pe desenele de execuţie se face după cota care

reprezintă dimensiunea nominală, astfel: prin simbolul clasei de toleranţă, înscris în acelaşi rând cu cota şi având aceeaşi dimensiune

cu cifrele cotei (fig. 1, a, b);

Ø20

h7

Ø40H6

a. b.

Fig. 1 prin valorile numerice ale abaterilor limită, exprimate în milimetri (fig. 2, a, b);

Ø2

0-0,0

25-0

,064

Ø40+0,025 0

Ø60±0,2

a. b. Fig. 2

prin simbolul clasei de toleranţă, urmat, între paranteze, de valorile în milimetri, ale

abaterilor limită (fig. 3, a, b);

Ø20

h7(-0

,025

-0,0

64)

Ø40H7(+0,025 0 )

a. b.

Fig. 3 prin dimensiunile limită (fig. 4, a, b);

Ø40,000

Ø29

,936

Ø29

,975

Ø40,025

a. b.

Fig. 4 28. Reprezentarea roţilor dinţate cilindrice.

În desenele tehnice, roţile dinţate se reprezintă pe baza regulilor de reprezentare convenţională cuprinse în standarde.

Conform regulilor de reprezentare convenţională, în vedere, o roată dinţată se reprezintă întocmai ca o piesă plină nedinţată, limitată de suprafaţa de cap, al cărui contur se trasează cu linie continuă groasă (fig. 1).

Astfel, în vedere frontală (direcţia de proiecţie coincide cu direcţia axei de rotaţie), suprafeţele de cap şi de divizare se reprezintă sub formă de cercuri, trasate cu linie continuă

groasă, respectiv cu linie punct subţire. În vedere frontală, cercul corespunzător suprafeţei de picior nu se reprezintă (fig. 1, b).

generatoareacilindrului de divizare A

generatoareacilindrului de divizare

generatoareacilindrului de picior

cercul de capgeneratoareacilindrului de cap

AA-A

generatoareacilindrului de cap

cercul de divizare

a. b. c.

Fig. 1 În vedere laterală (fig. 1, a), generatoarele suprafeţei de cap se trasează cu linie continuă

groasă, iar cele ale suprafeţei de divizare se reprezintă astfel încât să depăşească cu 2...3 mm conturul proiecţiei şi se trasează cu linie punct subţire. Generatoarele suprafeţei de picior nu se reprezintă în vedere laterală.

În cazul reprezentării în secţiune longitudinală (planul de secţionare conţine axa roţii) a roţilor dinţate, secţiunea rezultată se reprezintă ca şi cum roata ar avea un număr par de dinţi, cu dantura dreaptă, iar planul de secţionare ar trece prin două goluri diametral opuse (fig. 1, c). Generatoarele suprafeţelor de cap şi de divizare se reprezintă la fel ca la reprezentarea în vedere laterală, în plus, se reprezintă şi generatoarele suprafeţei de picior, cu linie continuă groasă.

29. Se consideră piesa din figura alăturată, reprezentată axonometric. Se cere:

- Să se reprezinte piesa în trei proiecţii ortogonale, la scară 1:1, vederea principală fiind obţinută după direcţia de proiecţie indicată de săgeată. Se va utiliza metoda de proiecţie a primului triedru.

- Să se reprezinte, pe suprafaţa găurii de diametru Ø12, un filet metric cu diametrul de 14 mm şi pasul de 1,5 mm.

- Să se tolereze cotele de poziţie ale găurii filetate ştiind că simbolul clasei de toleranţă este h6. - Să se noteze, pe proiecţia principală, faptul că axa găurii filetate trebuie să fie perpendiculară

pe suprafaţa A, toleranţa la perpendicularitate fiind egală cu 0,02 mm. - Să se noteze rugozitatea suprafeţei A, ştiind că trebuie obţinută obligatoriu prin prelucrare,

valoarea acesteia fiind Rz 10. - Precizaţi, din punct de vedere geometric şi constructiv, tipul următoarelor cote: 27, 24, R12.

Rezolvarea aplicaţiei este prezentată în figura următoare.

30. Se consideră piesa din figura alăturată, reprezentată în două proiecţii ortogonale: proiecţia principală şi vederea de sus. Se cere:

- Să se reprezinte piesa, la scară 1:1, proiecţia principală fiind secţiunea în trepte obţinută prin secţionarea piesei cu suprafaţa de secţionare A-A.

- Să se reprezinte, pe suprafaţa găurii de diametru Ø14,4, un filet metric cu diametrul de 16 mm şi pasul de 1,5 mm.

- Să se tolereze cotele de poziţie ale găurii filetate ştiind că simbolul clasei de toleranţă este h7. - Să se noteze, pe proiecţia principală, faptul că axa suprafeţei cilindrice de diametru Ø24

trebuie să fie perpendiculară cu suprafaţa A, toleranţa la perpendicularitate fiind egală cu 0,12 mm.

- Să se noteze rugozitatea suprafeţei A, ştiind că trebuie obţinută obligatoriu prin prelucrare, valoarea acesteia fiind Ra 6,1.

- Precizaţi, din punct de vedere geometric şi constructiv, tipul următoarelor cote: 28, 100, R6, 14.

Rezolvarea aplicaţiei este prezentată în figura următoare.

15h7

A-A

30

M16x1.5

0,12 A

R6

R6

40

14

30

14

55

15h7

100

28

A

A

Ø24

ARa 6,1

Cotele de 28 si 100 sunt de gabarit;Cota R6 este de forma;Cota 14 de pe proiectia principala este de forma,iar cea de pe vederea de sus este de pozitie.

31. Parametrii fundamentali ai maşinilor volumice. Fluidul de lucru sub presiune, necesar sistemelor hidraulice de acţionare este furnizat

în exclusivitate de generatoarele volumice a căror debit este teoretic independent de presiunea în circuitul de refulare.

Pompele şi motoarele hidraulice volumice se reduc, în principiu, la un piston care se mişcă într-un cilindru, acţionat mecanic din exterior şi având funcţionarea ca pompă volumică Δpp=pe-pi, sau sub acţiunea diferenţei ΔpM=pi-pe, având funcţionarea ca motor volumic.

dp Dp

Pi Pe

h

PH(Pi<Pe) MH(Pi>Pe)

Fig.1.

Maşinile volumice sunt caracterizate de trecerea discontinuă a fluidului din recordul de aspiraţie în cel de refulare, prin camere de volum variabil, constituite din elemente ale unui mecanism, numite elemente active. Teoretic, o cameră aspiră şi refulează într-un ciclu de pompare (la o cursă sau o rotaţie completă) un volum de lichid Vg denumit şi volum geometric de compresie, care nu depinde de presiunea de refulare, impusă practic de instalaţie:

)hd(D4

π=VV=V 22

mingmaxgg - (1)

Debitul teoretic mediu Mgp1Q este produsul dintre volumul geometric de fluid la o cursă

şi numărul de curse (frecvenţa de refulare)

nVdttVT

1Q M,gPM,PgM,gP (2)

Debitul volumic teoretic Mg(t)p1

Q (instantaneu) reprezintă viteza de variaţie a volumului

acestuia

dt

dVtQ M,gP

M,Pg (3)

Observaţie: acest debit depinde de tipul mecanismului utilizat şi de viteza de antrenare a elementului conducător, prezentând interes pentru neuniformitatea de debitare.

Debitul volumic real Q este egal cu debitul teoretic plus sau minus gradientul

pierderilor de debit, ca urmare: MeP,McP,MiP, Q ,Q ,Qfp

Q

a) a scurgerilor de lichid în instalaţiile existente între piesele maşinilor volumice b) a variaţiilor de debit datorită compresibilităţii fluidului de lucru c) a deformaţiilor elestice ale pieselor maşinii sub influenţa variaţiei de presiune Astfel: a) pentru turaţie constantă

Pentru debitul de refulare al pompei

pp

QQQQtQQ ePcPiPPgrP

Pentru debitul de refulare al motorului

pp

QQQQtQQ eMcMiMMgrM

Q

p

QrP

QrM

n=ctt=ct

QM

QP

Q(t)p,n

Fig.2.

b) pentru turaţie variabilă

Gradientul pierderilor de debite dependente de turaţie Q

au un caracter scăzător în

funcţionare ca motor şi crescător în funcţionarea ca pompă în raport de turaţie.

Q

pp

QtQQ PgrP - pompa

Q

pp

QtQQ MgrM - motor

Se observă că la creşterea presiunii, debitul scade practic liniar şi se mai observă că pompa începe să debiteze la o turaţie n1 la care debitul este egal cu pierderile ΔQ1, iar apoi într-un domeniu [n1,n2] ΔQ=constant. (pentru pompa fig.3)

Q

np

p=ct =ct

h1

n1

Q

Qr

n2

QT

QT

Qr

a) Fig.3.

Q

n

Qr

nM

QM

QT

c)

nmin

QM

Fig.4.

La funcţionarea unui motor (fig.4) limita din stânga domeniului este dată prin egalitatea

nVQQ MMMmin În care: VM- cilindreea motorului; n – turaţia motorului.

32. Motoare hidraulice liniare, simbolizare, rol funcţional, clasificare, calculul forţelor

care acţionează asupra acestora. Motoarele cu mişcare de translaţie (cilindri hidraulici sau motoare hidraulice liniare) asigură o forţă F pentru o viteză liniară v. Motoarele hidraulice realizează transformarea energiei potenţiale a lichidului, de putere N = p ·Q, în putere mecanică, acţionând direct, sau prin intermediul unei transmisii mecanice, organul de execuţie. Clasificarea cilindrilor:

Fig.1. Clasificarea MHL

Fig.2. Elementele constructive ale MHL Dimensionarea cilindrului constă în determinarea alezajului nominal D, respectiv a debitului Q necesar pentru a realiza deplasarea pistonului cu viteza v impusă. Datele iniţiale de proiectare sunt: Fm [daN] – forţa necesară deplasării organului mobil; p [MPa] – presiunea nominală de lucru; v [m/min] – viteza de deplasare a pistonului; M [kg] – masa organelor care trebuiesc deplasate. Calculul preliminar al forţei de împingere, F: F = pn Sn Fm + Ff + Fa + Fc Fm – forţa necesară pentru deplasarea organului mobil; Ff – forţele de frecare dintre organele cilindrului. Ele sunt provocate, de obicei, de frecările dintre piston şi cilindru şi dintre tijă şi garniturile de etanşare din capac. Pentru calculul preliminar se consideră Ff = 0,25 Fm. Fa = aM – forţele de inerţie produse de masele în mişcare ale sistemului, reduse la tija cilindrului, în care: a – acceleraţia pieselor în mişcare M – suma maselor pieselor în mişcare. Fc – forţa datorată compresiunii lichidului, pe faţa opusă sensului de deplasare al pistonului, în conducta de întoarcere a lichidului în rezervor. Aceasta se determină în funcţie de parametrii circuitului hidraulic: Fc = pSc În cazul când tija lucrează la compresiune, secţiunea cilindrului este dată de relaţia:

p

FS

În cazul când tija lucrează la întindere, secţiunea cilindrului rezultă din relaţia:

p

FsS

S – sectiunea cilindrului; s- secţiunea tijei Pentru determinarea secţiunii cilindrului S se foloseşte relaţia:

sS

S

Elementele constructive ale MHL 1 - cilindrul 2 - pistonul 3 - tija 4 - capacul 5 - etanşarea tijei 6 - etanşarea pistonului 7 - etanşarea capacului

Valorile coeficientului se adoptă în funcţie de grosimea tijei: = 1,12 – tije subţiri = 1,14 1,16 – tije groase = 2 – tije foarte groase Înlocuind, se obţine secţiunea cilindrului:

p

FS

După obţinerea valorilor pentru secţiunea cilindrului S, se determină diametrul D .

33. Distribuitoare, simbolizare, clasificare, construcţia şi calculul debitului şi a forţelor care acţionează asupra acestora.

Aparatajul de distribuţie asigură dirijarea fluidului prin conducte spre motorul hidraulic

sau spre alte secţiuni ale instalaţiei. Se împarte în: a) Aparataj de distribuţie cu funcţionare discretă (distribuitoarele); b) Aparataj de distribuţie cu funcţionare continuă (servo-distribuitoarele) Distribuitoarele diferă prin tipologia constructivă (rotative, liniare, plane, cu supape), prin

felul comenzii (directă, indirectă), prin modul de acţionare (manuală, electrică, hidsraulică, pneumatică).

Parametrii principali şi auxiliari ai distribuitoarelor: - presiunea nominală pn este presiunea la care distribuitorul funcţionează în bune condiţii în regim de durată cu respectarea tuturor parametrilor tehnici în limitele prescrise; - deschiderea nominală DN este mărimea convenţională care defineşte secţiunea nominală de curgere prin distribuitor (DN10, DN13, DN16, DN20).

Dintre parametrii auxiliari se menţionează: - debitul nominal recomandat; - debitul maxim admisibil; - căderea de presiune în funcţie de debit; - pierderile de debit; - timpul maxim de comutare.

Fig. 1 Schemele de funcţionare ale unui distribuitor cu trei poziţii

Funcţionarea distribuitorului 1 va fi analizată pe un distribuitor cu sertar liniar care în principal se compune din:

● corpul distribuitorului 1 în care s-a prevăzut un număr de cinci canale care fac legătura cu orificiile P, A, B, T practicate pe una din suprafeţele distribuitorului;

● sertarul cilindric de ditribuţie 2, prevăzut cu patru gulere, două dintre ele (cele din mijloc) realizînd efectiv distribuţia iar celelalte ghidarea şi etanşarea corespunzătoare;

● acţionarea sertarului 3 care poate fi: manuală (pe schemă), mecanică, electrică, hidraulică. În poziţia iniţială (de mijloc), sertarul avînd lăţimea gulerelor mai mare decît a canalelor (acoperire pozitivă) obtureză orificiile A, B, P, T, uleiul nu poate circula spre motorul hidraulic care va fi blocat (1.b). Deplasarea sertarului prin acţiunea manulaă în stînga (fig. 1.a), permite realizarea unor legături interioare între orificii P-A şi B-T. Uleiul va intra în camera stînga a cilindrului, deplasînd pistonul spre dreapta, iar uleiul din cealaltă cameră va trece prin orificiul B la retur T. Deplasarea sertarului în dreapta (fig. 1.c) duce la relizarea legăturilor interioare între orificii PB şi AT, uleiul de la orificiul de presiune P, ajungînd în camera dreaptă, pistonul deplasîndu-se în stânga, uleiul evacuat din cilindru trece prin orificiul A în rezervor.

Poziţiile sertarului se notează cu cifre romane – 0 poziţie de mijloc, I – poziţie stînga, II – poziţie dreapta.

Simbolizarea distribuitoarelor se face prin două cifre, X şi Y separate printr-o bară: X - indică numărul orificiilor principale (pompă, rezervor, consumatori); Y - numărul poziţiilor distincte de lucru.

distribuitor 2/2;  

distribuitor 3/2;  

distribuitor 4/2;  

distribuitor 4/3;  

distribuitor 5/3;  

Pentru dimensionare, se egalează diametrul nominal al distribuitorului căutat cu cel al

conductelor de conectare hidraulică, care la rândul lui a fost determinat după adoptarea unei viteze de curgere prin conductele respective:

v

Q4Dn

în care: Q este debitul maxim ce poate traversa aparatul;

v - viteza de deplasare a fluidului. Determinarea finală a mărimii diametrului nominal trebuie făcută prin confruntarea

parametrilor funcţionali doriţi cu cei indicaţi în cataloagele fabricanţilor. Valoarea calculată va fi corectată prin majorare la una dintre valorile normalizate DN = (6,8,10,13,16,20,32….) mm.

34. Scheme hidraulice de reglare a forţelor şi cuplurilor.

Utilizarea unei supape de siguranţă în combinaţie cu o pompă cu debit constant permite funcţionarea motorului hidraulic la presiunea constant. Prin modificarea pretensionării arcului supapei se reglează presiunea de lucru şi totodată forţa la tija pistonului (fig.1). Reglarea în trepte a presiunii pe parcursul unui cilindru de lucru necesită introducerea pe ramura de commandă a supapei limitatoare de presiune pe lângă supapa pilot principală şi încă două supape pilot

reglate în limitele .

Fig.1.

Cuplarea supapelor pilot prin intermediul distribuitorului de reglare în trepte a presiunilor. Distribuitorul permite deversarea liberă la rezervor a pompei cilindrului hidraulic.

Se obţin astfel trei presiuni distinct în circuitul de acţionare. n fig. 2 se prezintă un circuit cu presiune de lucru diferite la înaintarea şi retragerea tijei pistonului. Supapa de deversare SP2 având presiunea de deschidere reglată la o valoare mai mică, decât presiunea la supapă SP1 acţionează numai pe curea de retragere a tijei.

Fig.2.

Pentru acţionarea a două motoare liniare legate în paralel, fiecare motor lucrând la o altă presiune, se introduce în circuitul hidraulic o supapă de reducţie SR. Motorul MHL1 lucrează la o presiune , prin supapa de siguranţă SP. Celui de al doilea motor MHL2 şi se asigură o presiune . Presiunea se menţine chiar dacă motorul MHL2 nu se deplasează, deci nu consumă debit (fig.3).

Fig.3

Motoarele tandem se utilizează când cerinţele de lucru ale maşini impun o viteză mare de deplasare a tijei motoare la o sarcină mică, după care sarcina creşte la o valoare mare, viteza de deplasare reducându-se corespunzator. Asemenea cerinţe se pot realize utilizând în circuit o supapă de cuplare auto-comandată (fig.4).

Fig.4.

În faza sarcinilor mici la tija motoarelor hidraulice motorul tras de motorul , va aspira lichidul direct din rezervor prin supapa de sens . La creşterea presiunii în circuit la nivelul de deschidere a supapei de cuplare SC, determinată de creşterea sarcinii, aceasta se deschide complet şi permite lichidului de comanda accesul la supapa de sens deblocabilă, , pe care o deblochează , permiţând accesul lichidului furnizat de pompa către motorul . Se măreşte astfel suprafaţa pe care acţionează presiunea dată de pompă şi creşterea forţei la tija motoarelor, în condiţiile unei viteze reduse de deplasare. Supapa de sens are rolul de a permite descărcarea circuitului la scăderea presiunii din circuit pentru sensul de retur.

Circuitul din fig.5 permite realizarea atât a avansului rapid la forţe mici cât şi a avansului tehnologic la forţe de presiune mari, aceasta prin cuplarea în sistemul de acţionare a trei motoare hidraulice liniare. În timpul avansului rapid activează numai cilindrul , , fiind antrenaţi prin intermediul cadrului de legătură. La începutul progresului de presare forţa rezistentă creşte până la deschiderea supapei de conectare acţionându-se simultan cele trei motoare şi crescând astfel forţa efectiva de acţionare. În faza de retragere acţionează numai motorul , evacuarea lichidului din motoarele şi realizându-se prin supapă de sens

.

Fig.5.

35. Scheme hidraulice de reglare a vitezei.

Reglarea fără trepte a vitezei motoarelor hidraulice se poate obţine conform relaţiilor:

p

M

S

Qv ;

g

M

V

Qn , prin modificarea debitului de fluid. Pentru aceasta există două posibilităţi:

pompe cu debit reglabil şi pompe cu debit constant şi reglare rezistivă (drosele sau regulatoare de debit).

a) Circuit deschis al unei pompe cu debit reglabil În fig. 1 se prezintă circuitul cu un distribuitor D 5/2 pentru poziţiile de avans, retragere

şi oprire. Supapa limitatoare de presiune, de tip normal închisă, deschizându-se doar la depăşirea presiunii maxime admisibile îndeplineşte funcţia de supapă de presiune maximă sau de siguranţă.

Fig.1.

Debitul furnizat de pompă pQ , micşorat cu pierderile de debit prin scurgeri în distribuitor

şi în supapa de siguranţă iQ asigură deplasarea pistonului cu vitezele :

2,1p

ip2,1 S

QQV

Presiunea la ieşirea din pompă 0p este mai mare decât presiunea 1p la care se adaugă pierderile

de presiune în conducte şi aparate

1i

ip .

1ii

p

p21 p

S

SpFp

1

2

Domeniul de reglare între vitezele maxime şi minime (Sv) este limitat de viteza constructiv admisă de motorul hidraulic şi de debitul maxim şi minim asigurate de pompă.

teormin

teormax

minp

maxp

min

maxv V

V

Q

Q

V

VS

În acest circuit nu apar pierderi legate de o anumită conectare, întregul debit dat de pompă fiind transmis motorului hidraulic, randamentul sistemului fiind maxim.

b) Circuite deschise cu rezistenţe reglabile de tip drosel (cu pompă cu debit constant)

Droselele sunt utilizate numai în cazul când circuitul cuprinde şi o supapă limitatoare de presiune prin care se deversează la rezervor diferenţa de debit dintre cel furnizat de pompă şi cel ce trece prin drosel. Supapa de siguranţă permite şi reglarea presiunii la intrarea în drosel. Viteza încetinita (tehnologica) a pistonului se poate regla în limite largi daca pe ramura de iesire din motor se introduce un drosel sau regulator de debit cuplat prin distribuitorul D (fig.2.).

Fig.2.

c) Circuit de reglare a vitezelor cu pompa autoreglabila În condiţiile în care viteza pistonului trebuie să scadă continuu cu creşterea forţei de

rezistenţă la tija cilindrului hidraulic, se introduce în sistemul de acţionare o pompă autoreglabilă, în funcţie de presiune, cu cilindree variabilă. În funcţie de structura regulatorului pompei, aceasta asigură diferite legi de reglare Ffv în domeniul Fmin-Fmax fig.3.

36. Elemente şi sisteme logice pneumatice.

Instalaţiile de acţionare pneumatică se reprezintă în documentaţiile tehnice prin scheme. Totodată instalaţiile de acţionare pneumatică sunt alcătuite din unul sau mai multe circuite pneumatice, fiecare dintre acestea îndeplinind un anumit rol funcţional în schemă. După numărul mare de funcţii posibile se disting câteva funcţii elementare care se întâlnesc la majoritatea acţionărilor pneumatice curent utilizate.

a) Funcţia logică „AND” Legarea în serie a două sau mai multe distribuitoare dă posibilitatea producerii unei

acţiuni numai dacă se execută două sau mai multe comenzi simultan. Acest cilindru poate fi

acţionat, numai dacă se comandă simultan distribuitoarele D1 şi D2. Această funcţie se foloseşte pentru a obliga operatorul de la o maşină să utilizeze pentru comanda operaţiei principale atât o mână, cât „ŞI” (AND) cealaltă, sau când o comandă manuală este condiţionată „ŞI” (AND) de îndeplinirea închiderii unui dispozitiv de protecţie.

D2

MPL

D1

Fig. 1. Funcţia logică „AND”

b) Funcţia „OR” Legarea în paralel a două distribuitoare dă posibilitatea alimentării unui MPL, ORI (OR) comandând un distribuitor „ORI” altul. Exemplul din figura de mai jos arată că cilindrul de lucru (MPL) poate fi acţionat prin distribuitorul D1, fie prin D2.

D1

D2

SD

MPL

Fig.2. Funcţia logică „OR” Caracteristica acestui circuit este montarea supapei de sens dublă SD care asigură sensul de curgere a aerului spre cilindru, fie că acesta vine de la un distribuitor, fie de la celălalt. Această funcţie este folosită atunci când un organ de maşină poate fi comandat din două locuri diferite.

c) Funcţia „N0T”

D2

MPL

D1

Fig. 3. Funcţia logică „NOT”

Această funcţie se foloseşte în cazul când este necesară întreruperea acţionării unui cilindru de lucru la un moment dat (limitator de cursă) - întreruperea stării de acţionare a cilindrului prin distribuitorul D1 se face prin comandarea distribuitorului D2 care, la rândul său, comandă pneumatic distribuitorul D1.Prin schimbarea poziţiei de lucru a distribuitorului D1 se „aNUlează” alimentarea cilindrului de acţionare A.

d) Funcţia „Memorie temporară”

MPL

D1

D2

RDr

SS

Fig.4. Funcţia memorie temporară

În circuitul cu funcţie memorie temporară, comanda dată sub formă de impuls este menţionată un timp limitat, adică memorată temporar. Cilindrul intră în acţiune după ce D2, la primirea unui impuls, comandă pneumatic distribuitorul D1. În acelaşi timp rezervorul R înmagazinează o cantitate de aer comprimat. Comanda distribuitorului D1 este menţinută până ce presiunea scade în rezervorul R, care se descarcă în atmosferă prin droselul Dr. În momentul când presiunea din rezervor nu mai poate compensa forţa arcului distribuitorului D1, acesta întrerupe alimentarea cilindrului şi pistonul revine în poziţia iniţială. Funcţia descrisă, se aplică pentru menţinerea unei forţe sau a unei mişcări pe o perioadă limitată într-un proces tehnologic oarecare.

e) Funcţia „Memorie permanentă”

MPL

D

C1

Fig.5. Funcţia memorie permanentă

Într-un circuit care realizează funcţia memorie permanentă, comanda dată sub formă de impuls este menţinută un timp nelimitat, adică memorată permanent. Comanda pneumatică realizată printr-un impuls C1 dat unui distribuitor D se menţine permanent datorită acţiunii aerului comprimat prin supapa de sens dublă.

Ieşirea din starea de acţionare a unui circuit de tipul celui descris se poate face prin mai multe metode, de exemplu printr-un impuls suplimentar C2, prin intermediul unei comenzi C2 a unui distribuitor suplimentar D2 aşezat în circuitul de comandă a distribuitorului principal D1 sau prin intermediul comenzii C2 dată unui distribuitor suplimentar D2 aşezat în amonte de distribuitorul principal.

f) Funcţia „Amplificare semnal” Amplificarea se referă, de cele mai multe ori la debitul de aer al semnalului. În circuitul de mai jos semnalul pneumatic slab C1 schimbă poziţia de lucru a distribuitorului D1, ceea ce determină apariţia semnalului amplificat A.

D2

D1C1

C2

A1

A2

37. Presiunea de vapori Raid

Este presiunea vaporilor realizată in aparatul Reid adus la temperatura de 37,80

C (pentru benzină presiunea Reid este de 500 mmHg). a) daca presiunea realizată in aparatul Reid este mai mare decât presiunea Reid: combustibilul

are componente volatile foarte multe şi este favorabil pornirii la rece ( Repp )

b) daca Repp combustibilul are componente volatile mai puţine şi nu este favorabil pornirii

la rece. 38. Cifra octanică

Se ştie că mărimea raportului de comprimare a unui motor mas sau mac conduce la creştere parametrilor termici ai ciclului şi in consecinţă la îmbunătăţirea randamentului termic. In cazul mas creşterea lui ε nu poate fi oricât datorită faptului că există pericolul arderii cu detonaţie. Evitarea acestui fenomen se face prin limitarea raportului ε.( [9...13])

c

a

V

V

Comportarea unui combustibil la arderea cu detonaţie se caracterizează prin cifra octanică CO a acestuia. Fiecărui motor ii este asociată de către fabricant o benzină cu o cifră octanică minima. Folosirea unei benzine cu CO mai mică decât CO minimă conduce la arderea cu detonaţie, iar folosirea unui combustibil cu CO mai mare decât CO minimă nu duce la avantaje, influenţând doar caracterul arderii (îmbunătăţeşte arderea).

Determinarea CO a unui combustibil se face comparând-ul un combustibil etalon format din 2 hidrocarburi (izooctan C8H18 şi normalheptan C7H16).

Izooctanul este un izomer al octanului. Avand o molecula foarte stabila se descompune foarte greu si nu formează elemente premergătoare autoaprinderii. I se atribuie CO=100

Normalheptanul C7H16 are un lanţ relativ lung de atomi de carbon cu legături simple şi se

descompune uşor, formând elemente premergătoare autoaprinderii. I se atribuie CO=0. Se numeşte cifră octanică a unui combustibil oarecare un număr care indică procentul

volumic de izooctan dintr-un combustibil etalon care este format din izooctan si normalheptan şi care are aceeaşi sensibilitate la autoaprindere ca şi combustibilul considerat in aceleaşi condiţii de încercare.

Exemplu: un combustibil cu CO=95 se comportă la detonaţie identic cu un combustibil etalon format din 95% izooctan si 5% normalheptan, in proporţii volumice, dar nu este formata din izooctan şi normalheptan, ci din n-hidrocarburi oarecare.

Încercările pentru determinarea CO se fac pe motoare experimentale monocilindrice măsurându-se intensitatea detonaţiei cu ajutorul unui aparat numit knockmetru.

39. Principiul de funcţionare al carburatorului elementar;

Carburatorul elementar nu poate satisface in intregime cerintele motorului dar costituie

structura de baza a oricarui carburator real. Pe acest carburator real urmeaza sa se grefeze dispozitivele de corectie. Componenta carburatorului elementar:

1.Camera nivel constant(CNC) – rezervorul de combustibil al carburatorului cu rolul de preluare a variatiilor de consum de combustibil ale motorului, asigurand un debit prin jiglorul j dependent de cota h si de depresiunea din difuzorul D. Nivelul de combustibil din CNC este cvasiconstant, variind intre h si –Δh. Δh depinde de consumul momentan al motorului. In CNC se gaseste plutitorul P un vas gol,etans supus fortei arhimedice datorate inertiei in combustibil. Echilibrul plutitorului depinde si greutate proprie a lamelelor L1 si L2 precum si depresiunea combustibilului ce actioneaza asupra supapei ac S. Forta arhimedica aplica supapa S pe scaunul sau prin intermediul lamelei L1. Supapa este etansa, inchide accesul combustibilului in CNC cat timp se mentine h. Cand nivelul scade, P coboara, deschide S si combustibilul intra in CNC pana cand se revine la h. Supapa S (cui Pointeau) se sprijina pe L1 deformabila si reglabila. Axa lui S trebuie sa fie perpendicular ape L1 pt. a nu aparea blocaje, deci S este prevazuta cu o bila la partea inferioara.

2.Tubul port jiglor (pulverizator) – conduce combustibilul in zona difuzorului D. El contine pe traseul sau sub nivelul h, jiglorul j care se numeste jiglor inecat. TPJ poate fi un tub sau un canal practicat in corpul carburatorului. Este importanta pozitia TPJ fata de CNC in raport cu sensul de deplasare al autovehiculului. Daca sensul de deplasare este a, TPJ in urma CNC, la accelerare sau urcarea unei rampe, oglinda combustibilului in CNC este a. Se constata cresterea h in dreptul lui j, rezultand o crestere momentana a debitului de combustibil in j, benefic pt. accelerare sau urcare. Daca sensul de deplasare este b, TPJ in fata CNC, oglinda combustibilului este b. Se constata scaderea h in dreptul lui j, situatie defavorabila pt. motor. De aceea toate carburatoarele sunt construite cu TPJ in urma CNC.

3.Jiglorul j – piesa cilindrica cu un orificiu calibrat care dozeaza debitul de combustibil in raport cu cerintele motorului.

4.Difuzorul D – ajutaj convergent divergent care functioneaza in regim subsonic, prezentand variatia de presiune si viteza ale aerului. Datorita acestei depresiuni in sectiunea minima a difuzorului, combustibilul este aspirat din CNC prin j si TPJ.

5.Opturatorul ob ( clapeta de amestec, acceleratie) – modifica debitul de amestec si calitatea amestecului in raport cu cerintele de turatie si sarcina ale motorului. Pozitia unghiulara φ modifica regimul de depresiuni din difuzor. In spatele ob se stabileste presiunea ps astfel incat Δp′ = p0-ps. Pozitia φ constanta reprezinta sarcina constanta a motorului. La φ= constant exista mai multe turatii de functionare ale motorului in functie de conditiile de drum si incarcarea autovehiculului. Prin evaporarea combustibilului care incepe imediat ce intra in contact cu aerul, se extrage caldura din masa de aer, astfel incat in zona ob temperatura aerului ajunge cu 15÷20˚ mai mica decat la intrarea in motor. In anumite conditii apare situatia ca temperature in zona ob sa fie sub 0˚ C, vaporii de apa din aer ingheata trecand in stare solida si depunandu-se pe clapeta ob sub forma de gheata, fenomen denumit givraj. Gheata mareste grosimea clapetei opturand trecerea aerului iar la relanti motorul se poate opri. Gheata este daunatoare si la mersul in sarcina cand se optureaza suplimentar trecerea aerului, motorul scoate fum negru pt. ca benzina nu mai poate fi arsa.

6.Zona dintre D si ob se numeste camera de amestec, existand carburatoare cu 1 sau mai multe camere de amestec. 7.La partea superioara se afla clapeta de aer ca ( soc). Rolul ei este doar la pornirea la rece, cand clapeta trebuie inchisa partial. In timpul functionarii, filtru de aer se poate imbacsi si depresiunea creata in cilindrii poate sa creasca mult pt. ca porneste de la po scazut. Motorul s-ar alimenta cu amestec bogat in benzina. De aceea CNC se pune in legatura printr-un canal T cu spatiul de

dupa filtru de aer astfel incat presiunea de referinta din CNC sa fie aceeasi cu cea de dupa filtrul de aer.

40. Enumeraţi principalele metode de măsurare a puterii active în circuitele trifazate şi

prezentaţi schema de măsurare a puterii active în circuitele trifazate utilizând metoda celor două wattmetre.

- Metoda celor 3 wattmetre; - Metoda celor 2 wattmetre; - Metoda unui singur wattmetru. Bobinele de curent ale wattmetrelor se leagă în serie pe fiecare fază astfel încât să fie

străbătute de curenţii principali ai receptoarelor, iar bobinele de tensiune se leagă în paralel cu receptoarele.

Metoda celor două watmetre permite măsurarea puterii active la receptoarele dezechilibrate sau echilibrate, dar care nu au conductor de nul.

Se aplică întotdeauna când:

0uuu

0iii

302010

321

3

2tsinU2u

3

2tsinU2u

tsinU2u

3030

2020

1010

333

222

111

3

2tsinI2i

3

2tsinI2i

tsinI2i

312

330220110

iii

iuiuiup

3203012010330220110 iuuiuuiuiuiup

332112 iuiup

Valoarea medie a puterii este:

332332112112

T

0

332112

T

0

I;UcosIUI;UcosIUiuiuT

1dtp

T

1P

P = I1 · U12 cos (300 + φ1) + I3 · U32 cos (300 – φ3)

P1 W1 P2 W2

Montajul direct (pentru metoda celor două wattmetre) cu faza de referinţă 2

Z

1

2

3

*

*

**

W1

W2

A1

A2

V

I1

I2

I3

Cele două componente ale puterii nu sunt egale chiar dacă receptorul este echilibrat adică:

I1 = I2 = I3 = Il

φ1 = φ2 = φ3 = φ

U10 = U20 = U30 = Uf

U12 = U23 = U31 = Ul

Pentru montajul cu faza de referinţă 2 puterea este:

00ll 30cos30cosIUP

41. Diagrama indicată a motorului în 4 timpi, nesupraalimentat;

dsa îsa

dse

îse ab

c'

d

c

y

t

g

PMI PME

V VV

C S

a

max

0

p

p

V

p

Cilindreea unitară VS, reprezintă volumul descris de piston între punctele moarte:

S4

DV

2

S

[m3, dm3, l, ...]

Se notează cu Vc - volumul de comprimare şi cu Va - volumul cilindrului: SCa VVV

Cilindreea totală sau litrajul, pentru un motor policilindric cu „i” cilindrii este: st ViV

Un indice important ce caracterizează motorul din punct de vedere geometric, constructiv şi funcţional este raportul de comprimare:

C

CS

C

a

V

VV

V

V

ia valori obişnuite în intervalul 6…10,5 în cazul mas şi în intervalul 12….23 în cazul mac. Evoluţia presiunii în cilindru în raport cu volumul poartă denumirea de diagramă indicată,

în care distingem următoarele puncte caracteristice: a - sfârşitul cursei de admisie; b - sfârşitul cursei de destindere; g - sfârşitul cursei de evacuare; dsa, îsa – momentele deschiderii şi închiderii supapei de admisie; dse, îse – momentele deschidere şi închiderii supapei de evacuare;

c’ - momentul iniţierii scânteii sau injecţiei; d - momentul desprinderii curbei „cu ardere” faţă de cea „fără ardere”; c - sfârşitul cursei de comprimare; y - punctul de presiune maximă de ardere; t - sfârşitul arderii.

Cei 4 timpi de funcţionare sunt atribuiţi celor 4 curse distincte efectuate de piston pe durata unui ciclu în 4 timpi. Pe durata acestor timpi se parcurg cinci procese în cilindru: admisia, comprimarea, arderea, destinderea şi evacuarea.

42. Fazele distribuţiei

Sunt formate din momentele deschiderii şi închiderii supapelor şi din durata cât supapele stau deschise. Alegerea corectă a fazelor de distribuţie este deosebit de importantă, performanţele schimbului de gaze fiind nemijlocit determinate de acestea. Practic, momentele deschiderii şi închiderii supapelor şi durata deschiderii şi închiderii supapelor funcţie de oRAC se reprezintă după poziţiile braţelor de manivelă, obţinându-se epura de distribuţie schiţată în figură.

îse

dsa

îsa

dse

a

e

s

Modul de construire al epurei de distribuţie este schiţat în figura de mai jos, în care poziţiile bolţului şi ale bielei sunt dispuse pe circumferinţa descrisă de butonul de manivelă, pornindu-se de la diagrama indicată în coordonatele p-V, poziţiile braţelor de manivelă sau ale RAC în momentele închiderii şi deschiderii supapelor. dse şi îsa nu prezintă o perioadă de suprapunere a deschiderii supapelor deoarece ele sunt decalate cu o rotaţie (3600).

PMI PME V

p

ise

dsa

isa

dse

dsa

PMI PME

e

dse

îsa

îse

a

Arborele cu came al motorului în 4 timpi, antrenat cu un tren de roţi dinţate de la arborele cotit, are o turaţie pe jumătate faţă de turaţia motorului.

Durata admisiunii este:

îsa0

dsaa 180 Durata evacuării:

îse0

dsee 180 Durata baleajului:

îsedsas

43. Schimbul de căldură în perioada comprimării

Comprimarea are loc în prezenţa schimbului finit de căldură realizat de la pereţi spre fluidul motor, dacă temperatura pereţilor este mai mare decât temperatura fluidului şi invers când diferenţa de temperatură se schimbă.

Pentru analiza modului în care are loc schimbul de căldură în perioada comprimării se consideră acest proces ca fiind unul politropic, cu exponent m variabil, trasându-se odată cu variaţia acestuia şi cea a exponentului adiabatic. Variaţia lui m este determinată de căldura primită de fluidul motor de la pereţi Qp şi căldura cedată de acesta pereţilor Qc. La începutul comprimării, pereţii cilindrului sunt mai calzi decât fluidul din interiorul său, deci Qp Qc şi mk.

În punctul K (figura 3.3) Qp = Qc m = k, punctul numindu-se punct de adiabatism aparent, schimbul de căldură nu încetează, dar exponentul politropic este egal cu cel adiabatic. În continuare, fluidul se încălzeşte prin comprimare şi începe el să cedeze căldură pereţilor cilindrului, Qp Qc, m k. Mărimea lui m dintr-un punct al diagramei indicate se obţine prin diferenţierea relaţiei adiabatei (politropei):

0pdVVmdpV 1mm dV

dp

p

Vm (3.7)

m poate fi calculat prin metode numerice, realizându-se dependenţa p = f(V).

m<k

m>k

K

Q < Q

Q > Q

c

a

T

s

p c

p c

p' =ct

p' =ct

c'

a'

Fig. 3.3.

Între două puncte ale diagramei, 1 şi 2, m se poate calcula pornind de la condiţia:

m22

m11 VpVp (3.8)

Prin logaritmare rezultă:

21

12

VlgVlg

plgplgm

(3.9)

În practică se lucrează cu un exponent politropic constant, având o valoare medie, stabilită

din condiţia ca lucrul mecanic pentru comprimarea cu exponent variabil m (Lcm) să fie egal cu lucrul mecanic de comprimare obţinut pentru un exponent politropic constant mc ( ccmL ).

ccmcm LL (3.10)Ţinând cont şi de diagrama din figura 3.2 rezultă:

,,

,,

,

ca

acc VlgVlg

plgplgm

(3.11)

Cum însă: ccVV ,, rezultă:

lgV

VlgVlgVlg

c

aca ,, (3.12)

lg

plgplgm ac

c

,,

, (3.13)

,,cp este presiunea la sfârşitul comprimării şi ea poate fi determinată din înregistrarea

variaţiei presiunii din cilindru prin scoaterea din funcţiune a traductorului de cursă (diagrama pieptene).

În figura 3.3 este reprezentat procesul de comprimare propriu-zisă în diagrama T-s. Pe porţiunea a’-K, mk, QpQc. În K procesul are caracter cvasiizentropic (verticala punctului) datorită adiabatismului aparent. Pe porţiunea n-c’, m x şi Qc Qp. Există motoare la care schimbul de căldură poate fi invers în raport cu cel descris până acum şi anume motoare înalt supraalimentate, la care fluidul proaspăt vine cu o temperatură ridicată din compresorul de supraalimentare, pentru ca spre sfârşitul comprimării, când acest proces are loc în zona camerei de ardere, cu pereţi foarte fierbinţi de la ciclul precedent, să se realizeze Qc Qp.

44. Teoria explicativă a arderii detonante

Majorarea lui la motoare de avion peste 46 a evidenţiat pentru prima dată apariţia detonaţiei cu următoarele manifestări exterioare: bătăi similare cu cele mecanice, fără însă a fi produse de ansamblări cu jocuri mari. Ele se

produc termo-gazodinamic, fiind de fapt bătăi de ardere, care se manifestă exterior sub forma unor lovituri de tip metal pe metal;

reducerea puterii motorului; reducerea i şi e; uzura rapidă a capului pistonului, a supapelor şi a cilindrului, chiar până la distrugerea

pistonului şi a ciupercii supapei de evacuare; eşapare cu fum; creşterea temperaturii fluidului de răcire şi supraîncălzirea motorului; majorarea regimului de vibraţii al motorului.

Arderea detonantă poate fi motivată prin două aspecte: 1. Aspectul chimic care demonstrează caracterul polistadiar al aprinderii. Se constată

că dacă se introduce o mică cantitate de tetraetil de plumb Pb(C2H5), cifra octanică creşte cu 1015 unităţi, cu toate că etilarea nu modifică calitatea combustibilului. Cifra octanică majorată înseamnă rezistenţă majorată la arderea detonată.

2. Cinematografierea rapidă şi continuă pune în evidenţă 13 nuclee de flacără ce devansează frontul de aprindere, wf =10002000 m/s nefiind de fapt viteza frontului principal ce se propagă ci se datorează unor autoaprinderi succesive, cu apariţia de unde de detonaţie (de ardere) care vor da naştere la unde de şoc. Ele se reflectă pozitiv la pereţii cilindrului majorându-şi amplitudinea şi determinând caracterul metalic al zgomotului produs de motor.

În cazul arderii în tuburi, arderea detonantă este precedată de curgeri supersonice în frontul undei, existând condiţii ca să apară unde de detonaţie, spre deosebire de cilindru MAI, unde situaţia este chiar inversă şi anume: unda de şoc este rezultanta undei de detonaţie.

O mare instabilitate la autoaprindere a combustibilului şi un regim de presiune şi temperatură sever sunt favorizante pentru arderea detonantă.

45. Caracteristica de avans

Reprezintă variaţia lui Pe, ce, Ch = f(). este unghiul de avans la producerea scânteii sau injecţiei, în condiţiile unei turaţii constante şi a unei sarcini constante. Pentru mas = ct., respectiv pentru mac l = ct. Această caracteristică ar trebui ridicată pentru mărimi indicate Pi, ci,

dar ţinând cont de relaţiile de transformare: ime PP şi m

ie

cc

şi de faptul că la turaţie

constantă şi sarcină constantă m este şi el constant, se preferă utilizarea mărimilor efective care sunt mai uşor de determinat.

La mas caracteristica de avans are alura reprezentată în figura 9.4. Avansul optim se obţine pentru o putere efectivă maximă şi un consum specific efectiv minim, aceasta deoarece la n =ct. şi sarcină constantă, Ch este constant, iar relaţia între puterea efectivă şi consumul specific

efectiv este: e

he P

Cc .

ce

Pe

Ch =ctn=ct

Pe

ce

Ch

opt

Pemax

Fig. 9.4.

În cazul mac, din aceleaşi motive ca şi la mas, este suficient să se ridice la standul de

probă mărimile efective şi nu cele indicate deoarece, pentru o caracteristică cu n = ct. şi l = ct., m = ct. şi acolo unde se înregistrează Pi max respectiv ci min vom avea şi Pe max şi ce min. Cum n =

ct. şi poziţia barei de reglare a pompei de injecţie l = ct., rezultă că pe caracteristică debitul de

combustibil nu se modifică, adică Ch = ct. Deoarece ee

he P

.ct

P

Cc , acolo unde se atinge puterea

maximă se va atinge şi ce min. 46. Emisii poluante ale motoarelor de autovehicule. Căi de reducere a poluării

mediului.

În cazul motoarelor cu ardere internă poluanţii chimici sunt determinaţi de procesul oxidării combustibililor care este un proces complex ce generează, pe lângă CO2, H2O, N2 şi O2 în exces, o serie de substanţe chimice - produşi ai arderii incomplete - care se află în cantităţii mici în gazele de evacuare (2% de volum). Aceste substanţe sunt foarte toxice, iar la scară mondială produc efecte nocive importante asupra mediului înconjurător în general, şi asupra sănătăţii oamenilor, în special. Din cele aproximativ 1000 de substanţe chimice distincte identificate în gazele arse, datorită efectului nociv dovedit, s-au limitat prin reglementări speciale următoarele: - Hidrocarburile - HC - Monoxidul de carbon - CO - Oxizii de azot - NOx(NO + NO2) - Particulele - PT (numai pentru motoarele cu aprindere prin comprimare) - Fumul-măsură a efectului vizibil produs de gazele arse. Efecte nocive incontestabile produc şi alte substanţe, pentru care sunt în discuţii unele propuneri de limitări: - Dioxidul de carbon - CO2; considerat până de curând un produs „curat" al arderii, este acuzat în prezent de producerea efectului de seră, cu consecinţe nefaste asupra mediului înconjurător; singura metodă de a limita aceşti poluanţi este reducerea consumului specific de combustibil. Din păcate, jumătate din dioxidul de carbon ajuns în atmosferă între 1900-1970 se găseşte încă aici, neputând fi prelucrat de către clorofila plantelor; - Oxizii de sulf - SOx (SO2 + SO3); împreună cu NOx cauzează ploile acide care distrug vegetaţia: metoda de limitare a acestor poluanţi este reducerea consumului de sulf combustibil; - Plumbul şi compuşii săi; nocivitatea sa foarte mare impune evitarea folosirii tetraetilului de plumb ca aditiv antidetonant şi găsirea unor înlocuitori nepoluanţi. - Benzo(a)pirena şi alte substanţe chimice din grupa hidrocarburilor (HC), au efecte cancerigene sau mutagene dovedite. - Zgomotul este considerat a fi un poluant cu efecte nocive asupra stării de sănătate a populaţiei; zgomotul produs de trafic afectează un procent mare din populaţie, iar creşterea numărului de vehicule duce la creşterea intensităţii sonore. Se apreciază că, la fiecare creştere cu 25% a numărului de vehicule, nivelul de zgomot în oraşe creşte cu 1 dB(A). Căi de reducere a poluării mediului

Civilizaţia modernă este caracterizată de două procese fundamentale determinante pentru poluare şi anume industrializarea şi urbanizarea care se manifestă dezavantajos în condiţiile în care nu s-au luat în prealabil măsuri corespunzătoare.

Luând în considerare punctul de vedere ecologist „un om curat într-o lume curată", există nemulţumiri privind impactul m.a.i. asupra ambianţei terestre pe care o poluează prin emisii de gaze nocive şi zgomot, în principal, dar şi prin alte inconveniente, aparent de o mai mică însemnătate, cum ar fi scurgeri de uleiuri şi combustibili, deşeuri din procesul de fabricaţie sau de reciclare al vehiculelor, perturbaţii electromagnetice.

Metodele de reducere se pot clasifica în: metode active, care desemnează acele metode care reduc emisiile poluante în faza formării

acestora, mai precis în procesul de ardere; metode pasive, care cuprind metodele care acţionează după formarea emisiilor, în principal

în instalaţia de evacuare prin procese chimice, termice, mecanice.

În categoria mijloacelor generale, care presupun diminuarea noxelor la geneză se înscriu următoarele: utilizarea amestecurilor omogene, utilizarea amestecurilor stratificate, recircularea gazelor arse, utilizarea combustibililor neconvenţionali, etc. Dezvoltarea tehnicilor catalitice au dus la punerea la punct a unor metode de tratare catalitică pentru reducerea NOx din gazele de evacuare ale motoarelor diesel. Metodele de reducere s-au împărţit în reducere catalitică neselectivă, NSCR („Non- Selective Catalytic Reduction") şi reducerea catalitică selectivă, SCR („Selective Catalytic Reduction").

Pentru scăderea particulelor se folosesc dispozitive create special pentru atingerea acestui scop, care se numesc filtre de particule.

47. Rolul catalizatorilor pe traseele de evacuare.

Pentru a satisface normele din ce in ce mai severe care privesc poluarea, motoarele termice au inceput sa fie echipate cu convertoare catalitice inca de la sfarsitul anilor ’80.

Catalizatorul pe 3 cai pentru M.A.S. (motoare cu aprindere prin scanteie, alimentate cu benzina). În interiorul carcasei din otel inoxidabil, fixat pe o structura metalica menita sa il protejeze de socuri, se gaseste un bloc ceramic cu structura de tip fagure prin care sunt dirijate gazele de evacuare. Suprafata acestuia este acoperita cu un strat subtire de substante catalizatoare active – platina sau rodiu – care accelereaza descompunerea gazelor nocive. In interiorul catalizatorului, atunci cand temperatura sa atinge 300-350° C, au loc doua tipuri de reactii:

oxidarea hidrocarburilor nearse (HC) si a monoxidului de carbon (CO) , proces din care rezulta dioxid de carbon (CO2) si vapori de apa (H2O)

reducerea oxizilor de azot (NOx) in azot (N) De la cele trei gaze poluante, ale caror emisii sunt diminuate prin procesele enumerate mai sus, provine si denumirea de catalizator pe trei cai.

Pentru a eficientiza procesul de reducere a emisiilor sunt instalati, atat inainte cat si dupa catalizator, senzori de oxigen – asa numitele sonde Lambda – care transmit informatii privitoare la calitatea amestecului carburant catre centrala electronica a motorului (ECU). In contact cu gazele de evacuare acesti senzori genereaza un semnal electric proportional cu nivelul de oxigen

48. Cerinţe Euro privind toxicitatea gazelor de eşapament Directiva 70/220/CEE, emisă în anul 1970, a stabilit primele reguli privind armonizarea cerinţelor

Statelor membre CEE asupra emisiilor poluante (la început numai CO, apoi şi HC şi NOx, mai apoi şi particule pentru motoare diesel);

După anul 1992 se produce reducerea sistematică, a emisiilor poluante, în cele patru trepte denumite generic EURO, utilizându-se în mod obligatoriu, în toate cazurile, numai benzina fără plumb;

EURO 1, presupune în principiu tratarea post combustie utilizând catalizatoare de oxidare pentru CO şi NOx şi ciclul de conducere EUROPA (urban). S-a aplicat începând cu 1 ianuarie 1992 pentru omologarea de tip şi 1 ianuarie 1993 pentru livrările pe piaţă;

EURO 2, presupune tratarea post combustie cu catalizator pentru trei componente cu sonda pentru reglarea raportului λ, injecţie de benzină, şi măsurarea noxelor conform noului ciclu NCCE (urban + interurban), reducerea drastică a valorilor limită pentru noxe (de 8-10 ori faţă de EURO 0). S-a aplicat de la 1 ianuarie 1996 (omologarea de tip) şi 1 ianuarie 1997 (livrarea pe piaţă);

EURO 3, a propus o reducere medie cu 30 - 40% a valorilor limită pentru noxe şi cca. 50% pentru particule la motoarele diesel, utilizând ciclul NCCE, din care se elimină cele 40 secunde de încălzire (în care perioadă se produc o mare cantitate de noxe). S-a introdus un nou test de pornire la – 7°C, monitorizare emisiei fiecărei noxe prin sistemul de diagnosticare la bord (OBD). Se utilizează carburanţi superiori, a căror compoziţie este indicată în directivă. S-a aplicat de la 1 ianuarie 2000 (omologare de tip) şi 2001 (livrarea pe piaţă);

EURO 4, presupune o nouă reducere, în medie cu 55 – 70% a noxelor şi cca. 75% a particulele la motoarele diesel. Carburanţii sunt superiori celor compatibili cu EURO 3. Ciclul de conducere este acelaşi ca la EURO 3. Se aplica de la 1 ianuarie 2005 (omologarea de tip) şi 2006 (livrarea pe piaţă);

EURO 5, presupune o nouă reducere, în medie cu 80% a particulelor în suspensie (PM) la autovehiculele Diesel, comparativ cu EURO4. Tot pentru Diesel emisiile de NOx vor trebui reduse de la 250 [mg/km] la 180 [mg/km].

În cazul autovehiculelor pe benzină emisiile de NOx vor trebui reduse până la 70 [mg/km]. 49. Indicatorii fiabilităţii

Fiabilitatea trebuie înţeleasă ca o mărime care se referă la capacitatea unei entităţi de a funcţiona corect. Ea se notează cu R şi conform SR-ISO 8402-1995 se defineşte ca fiind: “aptitudinea unui produs de a îndeplini o funcţie specificată, în condiţii şi pentru o durată de timp stabilite”.

Într-o accepţiune generală, indicatorul de fiabilitate este o caracteristică a uneia sau a mai multor proprietăţi care definesc fiabilitatea sistemului. Pentru evaluarea fiabilităţii, statistica utilizează o serie de indicatori de funcţionare a fiecărui element supus cercetării.

Timpul de bună funcţionare al sistemelor este rezultatul caracteristicilor de calitate în condiţiile de exploatare, mentenanţă, etc. Prin îmbinarea tuturor acestor influenţe aleatoare, se diferenţiază timpii de bună funcţionare pe fiecare sistem.

Pentru a stabili legea de repartiţie a timpului de bună funcţionare, se organizează o observare statistică a acestuia. Se urmăreşte modul de funcţionare a n elemente fabricate şi utilizate în condiţii identice şi se notează cu ti, i = 1, 2,…, n, timpul de bună funcţionare al fiecărui produs până în momentul căderii sale. Noţiunea de timp de bună funcţionare este generică, deoarece unitatea sa de măsură este în funcţie de sistemul analizat: ore, minute, kilometrii parcurşi, cicluri, etc.

Cu ajutorul timpilor de bună funcţionare se calculează timpul mediu de bună funcţionare sau media timpilor de bună funcţionare MTBF, cu relaţia:

n

tMTBFt

n

ii

1 (1)

MTBF arată timpul mediu de bună funcţionare până la defectare sau dintre două defectări succesive oarecare. MTBF este un indicator direct deoarece mărimea lui este direct proporţională cu nivelul fiabilităţii produsului; un nivel mai ridicat al fiabilităţii înseamnă un MTBF mai mare şi invers.

Sunt cazuri în care nu se poate reţine exact timpul de bună funcţionare deoarece înregistarea datelor se face, din cauze obiective, la intervale mari de timp t (t = 1 oră, 10 ore, 103 ore etc.). Presupunând că observaţia începe la momentul to, în intervalul (to;t1), unde t1 - to = t, cad n1 elemente, în intervalul (t1;t2) cad n2 elemente, iar în ultimul interval (tc-1;tc) cad restul

de nc elemente, astfel încât

c

iinn

1

. După această metodă, timpul mediu de bună funcţionare

va fi :

n

ntMTBF

c

iii

1 (2)

În calculul fiabilităţii şi mentenanţei se operează şi cu următorii parametri legaţi de noţiunea de timp:

MTTF (Mean Time To Failures) media timpului de funcţionare în cazul produselor nereparabile;

MTFF (Mean Time For Failures) media timpului de funcţionare până la defectare în cazul produselor reparabile;

TBF (Time Between Failures) timpul bunei funcţionări între două defectări; MTTR (Mean Time To Repair) media timpului de funcţionare până la reparare;

MTTPM (Mean Time To Preventive Maintenace) media timpului de funcţionare până la mentenanţa preventivă;

MTR (Mean Time Repair) media timpului de reparaţie, de restabilire; LT (Life Time) durata de viaţă. Pentru caracterizarea mai aprofundată a informaţiilor privind fiabilitatea se efectuează şi

alte calcule statistice. Frecvenţa relativă a defectărilor se defineşte ca raport între numărul defectărilor

înregistrat în intervalul i (i = 1, 2,…, m) şi totalul acestora :

m

ii

ii

n

ntf

ˆ

1

(3)

În cazul în care observarea se extinde până la defectarea ultimului exemplar din

eşantionul cercetat, suma defectărilor este egală cu cea a eşantionului :

m

iinn

1

.

Pe baza frecvenţelor relative se calculează frecvenţa relativă cumulată a defectărilor (funcţia experimentală (empirică) a căderilor) :

n

n

tFˆ

i

jj

i

1 (4)

care exprimă ponderea defectelor până la sfârşitul intervalului i. Valoarea ei este crescătoare şi devine egală cu 1 în ultimul interval al seriei.

Cu frecvenţa relativă cumulată a defectărilor se determină frecvenţa relativă empirică a exemplarelor în funcţiune. Aceasta se calculează sub forma de complement până la 1 al frecvenţei relative cumulate a defectărilor :

ii tFˆ

tRˆ

1 (5)

Frecvenţa relativă a exemplarelor în funcţiune se mai numeşte şi funcţie experimentală a fiabilităţii deoarece arată ponderea produselor care nu s-au defectat până la sfârşitul intervalului i şi care se vor defecta în decursul intervalelor viitoare.

Dacă se notează cu T variabila aleatoare, prin definiţie fiabilitatea se mai scrie : R(t) = P(T t) (6)

iar non-fiabilitatea : F(t) = P(T t) (7)

Considerând că durata de funcţionare efectivă T trebuie să depăşească valoarea prescrisă t, rezultă următoarele posibilităţi :

Dacă R(t) = 1 şi T 0 înseamnă că funcţionarea sistemului este studiată la momentul pornirii (t = 0) când este asigurată certitudinea lipsei defecţiunilor.

Dacă t , R(t) 0. Funcţia căderilor se poate scrie şi cu ajutorul densităţii de probabilitate :

t

dttftRtF 11 (8)

Diferenţiind ecuaţia (8) se obţine :

dt

tdRtf (9)

Expresia analitică a mediei timpului de bună funcţionare se poate determina şi cu relaţia :

0

dtttfMTBF (10)

Ţinând cont de (9) se obţine :

0

dtdt

tdRtMTBF (11)

şi integrând prin părţi rezultă :

0

dttRMTBF (12)

Rata experimentală a căderilor tzˆ

este un indicator local de fiabilitate, care arată ponderea exemplarelor defectate în decursul intervalului de observaţie faţă de efectivul existent la începutul intervalului respectiv :

1

1

i

jj

i

n

ntz

ˆ (13)

Rata căderilor (rata defectărilor sau intensitatea de defectare) se poate scrie şi sub forma :

tR

tftz (14)

În cazul în care rata căderilor este aceeaşi pentru toate intervalele de observaţie, atunci ea se va nota cu şi :

MTBF

1 (15)

50. Fiabilitate prin redundanţă Prin redundanţă se înţelege existenţa mai multor mijloace şi nu a unui singur, pentru a

realiza o anumită caracteristică de fiabilitate. Redundanţa poate fi definită şi ca totalitatea componentelor în "rezervă" capabile să intervină pentru asigurarea unei misiuni în cazul defectării componentei în funcţiune. Componentele care constituie redundanţa nu trebuie să fie neapărat identice.

Se deosebesc : a. Redundanţă activă (toate elementele componente funcţionează în permanenţă).

Aceasta la rândul ei este : - totală, adică sistemul nu se defectează decât dacă toate componentele se

defectează; - parţială când funcţia poate fi îndeplinită dacă funcţionează numai unele

componente bine determinate; - majoritară când este suficient ca două componente să funcţioneze pentru ca

sistemul să lucreze fără comutare. b. Redundanţă în aşteptare (de rezervă, secvenţială, pasivă) care presupune că punerea în

funcţiune a elementelor redundante nu se face prin comutare ci prin înlocuirea elementelor defecte.

Adaptarea unui sistem redundant este limitată de mai mulţi factori : preţ de cost, consum de energie, gabarit, greutate etc.

Exemple de sisteme redundante sunt redate în figurile 1 şi 2.

a) b)

A

A

B

B

A

A

B

B

Fig. 1 Posibilitatea realizării redundanţei prin

a) dublarea componentelor: b) dublarea circuitului

Redundanţa totală. Pentru a ilustra tipurile de bază ale redundanţei totale se consideră un sistem format din două componente A şi B în serie. Proiectantul poate alege două soluţii (fig.1) : dublarea componentelor (fig. 1a) sau dublarea circuitului (fig. 1b).

Dacă cele două elemente redundante sunt în permanenţă funcţionare redundanţa este activă. În funcţie de poziţia relativă a conexiunii elementelor pot fi concepute mai multe tipuri de redundanţă activă (fig.2).

a) b)

c) d)

e) f)

Se poate prevedea şi un element de comutare care să funcţioneze în permanenţă, secvenţial sau poate fi complet inactiv. În cazul în care elementul redundant este inactiv trebuie să existe un mijloc de detectare a defectului dispozitivului primar (I) şi pentru conectarea dispozitivului redundant (II), aşa cum rezultă din figura 3.

Redundanţa majoritară. Se aplică în cazul în care din considerente tehnice şi economice tuturor elementelor din diagrama bloc de fiabilitate nu se pot prevedea elemente redundante.

Se consideră un sistem compus din două elemente E1 şi E2, din care unul în funcţiune iar celălalt în rezervă (fig. 4).

Fig. 3 Dispozitiv (C) de detecţie şi comutare

E1 Fig. 4 Diagrama – bloc de fiabilitate a unei redundanţe 1 din 2

Fig. 2 Sisteme cu redundanţă activă

a) serie simplă; b) serie dublă; c) paralelă; d) paralelă - dublă; e) serie - paralel; f) paralel – serie

C I

II

Aceasta este structura cea mai simplă de redundanţă. Dacă elementul în funcţiune se defectează, el trece în stare de restabilire (de reparaţie) iar elementul de rezervă preia funcţia elementului căzut (defect). O defectare la nivelul sistemului are loc numai în cazul în care defecţiunea apare la elementul în funcţiune în timp ce se execută restabilirea la cel care a căzut anterior.

Pentru a evita această situaţie se adoptă un sistem în paralel cu n elemente, din care k sunt necesare pentru îndeplinirea funcţiei cerute iar n-k sunt de rezervă (fig. 5).

În practică toate cele n elemente pot să fie identice (cel mai frecvent caz) sau pot să nu fie identice, caz în care restabilirea trebuie executată într-un timp minim posibil, pentru a readuce în starea de funcţionare elementele de bază.

Redundanţa optimă. În cazul în care la construcţia unui sistem se pun simultan două probleme: problema maximizării fiabilităţii (pentru un număr dat de componente) şi cea a minimizării greutăţii, volumului şi costului total (pentru o fiabilitate prestabilită şi un număr total de componente), se impune realizarea unei redundanţe optime. În general se stabileşte o singură funcţie economică (preţul) şi un ansamblu de constrângeri, care abordate presupun o optimizare parametrică. Numai calculul pornind de la diferite rate de defectare şi compararea MTBF-urilor

E2

E1

E2

En

Fig. 5 Diagrama – bloc de fiabilitate a unei redundanţe k din n, cu dispozitiv ideal de comutare

permite evaluarea şi stabilirea celui mai bun sistem. O alegere riguroasă trebuie să aibă la bază probabilităţile de bună funcţionare.

În general, toate tehnicile de redundanţă măresc numărul componentelor din sistem. Întreţinerea şi repararea lor periodică înseamnă o mentenanţă mai dificilă.

Întrucăt redundanţa la nivel de element este mai eficace decât cea la nivel de sistem, este recomandabil ca redundanţa optimă să se trateze la nivel de element. De asemanea, întrucât structura de tip paralel este prin definiţie complet redundantă, optimizarea redundanţei trebuie să se refere la sistemele de conexiuni tip serie şi tip mixt.

Pentru calculul numărului minim de elemente redundante pentru sistemele cu structură serie se consideră un sistem S cu structura iniţială serie, definită de ansamblul de elemente :

S = E1, E2,…, En cu funcţia de structură :

fS(e1, e2, …, en), ei fiind variabilele de stare,

şi funcţia de fiabilitate :

RS = R1R2…Rn.

Dacă prin punerea în paralel cu elementele Ei a ki elemente identice, structura obţinută va fi fk(k = k1, k2, …, kn) unde ki, i = 1, 2, …, n, reprezintă numărul de elemente redundante ale sistemului.

În acest caz funcţia de fiabilitate a structurii Si cu redundanţa ki va fi:

111 ikiii R)k(r

Este evident că pentru structura serie ki = 0, iar ri(0) = Ri şi r(0, 0, …, 0) = R1R2…Rn.

Dacă se dublează elementul Ei al structurii iniţiale, respectiv dacă ki = 1, atunci:

ri(1) = 1 – (1 – Ri)2

şi

r(0, …, 1, …, 0) = R1…[1 – (1 – Ri)]2…Rn

Problema se pune care element Ei trebuie dublat? Răspunsul este că trebuie dublat acel element Ei, astfel încât diferenţa [1 – (1 – Ri)

2] – Ri să fie maximă.

Dacă r(0, …, 1, …, 0) R, unde R este fiabilitatea cerută, atunci ki = 1 reprezintă numărul minim de elemente redundante care trebuie aplicate.

În cazul în care nu se obţine rezultatul dorit se repetă raţionamentul prin efectuarea altor iteraţii până când r(k) R.

În general după y iteraţii, dacă k reprezintă numărul minim de elemente redundante ale structurii fk, pentru iteraţia y + 1 elementul Ei următor la care trebuie aplicată redundanţa se alege în aşa fel încât să se maximizeze diferenţa di = ri(ki + 1) – ri(ki).

Important este ca la fiecare iteraţie să se aleagă acel element Ei la care să se aplice redundanţa în aşa fel încât creşterea funcţiei ri(ki) să fie maximă. În acest mod numărul iteraţiilor poate fi minim. Numărul minim de elemente redundante ale structurii fk se poate considera şi ca număr optim, întrucât la fiecare iteraţie pentru un anumit element Ei cu redundanţă creşterea funcţiei ri(ki) este maximă. Prin creşterea funcţiei ri(ki) se ajunge sigur la optimul căutat.

51. Recondiţionarea pieselor la trepte de dimensiuni

Caracteristica acestei metode constă în restabilirea formei geometrice şi a calităţii pieselor uzate fără a se menţine dimensiunile iniţiale (nominale). Prelucrarea piesei se realizează pe porţiunile uzate până la înlăturarea în întregime a suprafeţelor deteriorate, realizându-se o nouă dimensiune, numită dimensiunea (treapta) de reparaţie. Dimensiunea de reparaţie este mai mică decât cea nominală la piesele cuprinse (arbori) şi mai mare la piesele cuprinzătoare (alezaje). Piesele recondiţionate prin această metodă trebuiesc conjugate cu piese de dimensiuni corespunzătoare, care se execută în mod special la dimensiuni de reparaţie. Dimensiunile de reparaţie pot fi standardizate, pe bază de norme interne sau dimensiuni libere. În cazul recondiţionării pieselor la dimensiuni standardizate sau la dimensiuni pe bază de norme interne, prin prelucrări, se îndepărtează atâta material până când se obţine dimensiunea de reparaţie şi forma geometrică stabilită. În general piesele conjugate se ajustează la dimensiunile pieselor recondiţionate.

a.- piese cuprinse b.- piese cuprinzătoare

Fig.1Schemele pentru determinarea diametrelor de reparaţie.

dn ,Dn - diametrele nominale pentru piesele cuprinse şi respectiv cuprinzătoare [mm]; dr, Dr - diametrele de reparaţie pentru piesele cuprinse şi respectiv cuprinzătoare [mm]; UM - uzura maximă pe rază [mm]; Um - uzura minimă pe rază [mm]; Ap - adaosul de prelucrare pe diametru [mm];

Dimensiunile de reparaţie se stabilesc în funcţie de mărimea uzurii şi de adaosul de prelucrare, corespunzător specificului procesului de prelucrare (strunjire, rabotare, rectificare,etc.) prin care se realizează recondiţionarea piesei. Pentru piesele de reparaţie, diametrul de reparaţie se determină pentru următoarele cazuri: A.- În cazul recondiţionării pieselor după axa de rotaţie iniţială, recondiţionarea trebuie să asigure coaxialitatea suprafeţei noi cu suprafaţa anterioară (fig. 1).

dn

Um Udr

Dr

U UDn Ap/2

Diametrele de reparaţie se determină cu relaţiile :

2

AU2dd p

Mnr [mm] (1)

2

AU2DD p

Mnr [mm] (2)

Pentru determinarea uzurii maxime radiale, piesa se prinde între vârfuri şi se roteşte, în timp ce un comparator cu cadran, al cărui palpator se află în contact direct cu suprafaţa uzată, indică valoarea numerică a uzurii radiale. Mărimea uzurii se poate determina şi cu ajutorul unui micrometru, astfel: - pentru fus, cu un micrometru de exterior se poate determina uzura totală UT pe diametru: UT = dn - du (3) unde du este diametrul fusului în zona cu uzură maximă. - pentru alezaj, cu un micrometru de interior. Uzura totală UT pe diametru, va fi: UT = Du - Dn (4) unde Du este diametrul piesei cuprinzătoare în zona cea mai uzată. În calcule se utilizează ca mărime adimensională coeficientul neuniformităţii uzării kn, care se calculează cu relaţia: kn = Um/UT (5) unde Um reprezintă uzura minimă pe rază. Valoarea numerică a coeficientului kn se obţine pe cale statistică pentru fiecare fel de piesă şi variază între 0,5 şi 1, în funcţie de repartizarea uzurii pe circumferinţa secţiunii piesei. În cazul când uzura este repartizată uniform pe conturul secţiunii piesei atunci UM = Um = 0,5 UT, caz în care valoarea coeficientului kn, va fi: kn = UM/UT = 0,5 UT/UT = 0,5 În situaţia când uzura este unilaterală, atunci UM = UT (Um=0), iar valoarea coeficientrului kn este egală cu unitatea : kn = UM/UT = UT/UT = 1 În mod identic se obţin valorile coeficientului kn şi pentru piesele cuprinzătoare. Cunoscându-se valorile coeficientului neuniformităţii uzurii, după determinarea uzurii maxime se pot calcula dimensiunile de reparaţie, cu relaţiile: dr = dn -2 (knUT + Ap/2) (6) Dr = Dn + 2(knUT + Ap/2) (7) Aceste relaţii se folosesc pentru determinarea diametrelor de reparaţie ale pieselor ale căror uzare radială se determină mai greu. B.- În cazul recondiţionării pieselor după o altă axă de rotaţie decât cea iniţială (bolţuri, pivoţi, etc.), recondiţionarea trebuie să asigure ca noua axă să aibă parametrii geometrici corespunzători. Recondiţionarea la trepte de reparaţie a pieselor de revoluţie, fără menţinerea axei de rotaţie iniţiale, prezintă următoarele avantaje: - se obţine o formă geometrică mai corectă a pieselor recondiţionate, ca urmare a variaţiei mai mici a adaosului de prelucrare; - centrarea pieselor pe maşini unelte este mai uşoară, unele putând fi recondiţionate şi pe maşini de rectificat fără centre; - prin recondiţionare se îndepărtează mai puţin material, şi în consecinţă numărul treptelor de reparaţie poate fi mai mare. Diametrele de reparaţie pentru piesele cuprinse şi cele corespunzătoare (fig. 2) se determină cu relaţiile: dr = dn - (UT + Ap) (8)

Dr = Dn + (UT + Ap) (9) Fig.2 Schemele pentru determinarea diametrelor de reparaţie, în cazul recondiţionării pieselor

după altă axă de rotaţie decât cea iniţială (piese cuprinse) Excentricitatea “e”, respectiv mărimea deplasării axei de rotaţie faţă de poziţia iniţială, se determină funcţie de uzura radială maximă şi uzura radială minimă, astfel: e = (UM - Um)/2 (10) Expresiile 2(UM + Ap/2); 2(knUT + Ap/2) şi (UT + Ap) din relaţiile de mai sus se referă la intervalul de reparaţie i, interval care reprezintă valoarea numerică a stratului de material îndepărtat prin uzare şi prin prelucrări de recondiţionare, pentru a se ajunge de la diametrul de referinţă la diametrul de reparaţie următor. Dimensiunile de reparaţie succesive, până la ultima treaptă de reparaţie de ordinul q se determină cu relaţiile: - pentru piesele cuprinse dr1 = dn - i dr2 = dn – 2i (11) . . . drq = dn – qi

dn

Um UM dr Ap/2

e

- pentru piesele cuprinzătoare: Dr1 = Dn + i Dr2 = Dn + 2i (12) . . . Drq = Dn + qi Numărul de tepte de reparaţie pot fi stabilite cu relaţiile: - pentru piesele cuprinse: ntr = (dn – drq)i (13) - pentru piesele cuprinzătoare: ntr = (Dnq – Dn)i (14) unde drq şi Drq sunt diametrele de reparaţie minime la care se pot recondiţiona piesele cuprinse, respectiv cele cuprinzătoare. La stabilirea diametrelor drq şi Drq trebuie să se ţină seama de următoarele considerente: - dimensiunea pieselor să nu se reducă sub limita de rezistenţă admisibilă; - să nu se ajungă la imposibilitatea refacerii stratului superficial durificat; - să nu se depăşească presiunea specifică admisă;

- imposibilitatea asigurării pieselor conjugate; - să nu se depăşească pragul eficienţei economice. Prin metoda dimensiunilor de reparaţie se pot recondiţiona şi pene, canale de pană, piese plane, culise, ghidaje, filete şi altele. În multe cazuri piesele supuse recondiţionării la dimensiuni de reparaţie, suportă şi alte operaţii strict necesare cum ar fi: îndreptarea, sudarea, înlăturarea fisurilor şi crăpăturilor, ş.a. Se apreciază că prin metoda recondiţionării la dimensiuni de reparaţie se recondiţionează 7-10% din volumul pieselor supuse recondiţionărilor.

52. Diagnosticarea la inspecţia tehnică periodică a autovehiculelor.

Operaţiunile de inspecţie tehnică se execută în staţii autorizate şi se fac fără demontare, folosindu-se personal specializat şi tehnici de control adecvate. Rolul acestor verificări este de a constata dacă autovehiculul corespunde din punct de vedere al siguranţei circulaţiei şi al protecţiei mediului ambiant.

Vehiculele care sunt prezentate pentru inspecţia tehnică periodică trebuie să fie curate, cu dotările complete, iar datele din certificatul de înmatriculare trebuie să corespundă cu cele înscrise pe maşină (seriile motorului şi caroseriei

Defecţiunile constatate cu prilejul inspecţiei tehnice se împart, în funcţie de importanţă, în două categorii: unele care impun remedierea imediată şi altele care impun remedierea în maximum 30 de zile. Dacă în termen de 30 de zile defecţiunile constatate au fost remediate, verificarea se face numai la acele părţi ale vehiculului la care au fost consemnate neajunsurile; în cazul depăşirii termenului de 30 de zile acordat pentru remedieri, se procedează la o inspecţie tehnică completă.

În cele ce urmează se prezintă succesiunea operaţiunilor din cadrul inspecţiilor tehnice periodice la care sunt supuse vehiculele, împărţite pe cele trei clase menţionate anterior. Defecţiunile care impun remedierea imediată vor fi notate cu (a) iar cele care impun remedierea în cel mult 30 de zile cu (b).

Operaţiunile de diagnosticare la inspecţia tehnică periodică

A. Motociclete, motorete şi remorcile acestora Sunt evaluate următoarele aspecte de diagnosticare :

-Pierderi de benzină (a). -Strângeri defectuoase pe traseul de alimentare, garnituri deteriorate, pierderi ulei (b).

-Traseul de evacuare prezintă strângeri defectuoase, garnituri deteriorate, lipseşte amortizorul de zgomot sau este spart, emisii poluante peste limita legală (b). -Cadru fisurat, suporturi motor fisurate (a). Elemente de cadru rău fixate, cadru deformat (b). -Cric lipsă sau defect (a). -Fixarea defectuoasă a cricului (a). -Fisurarea coloanelor furcii (a). Joc anormal al furcii în cadru (b). -Fisurarea cadrului basculei (a). -Joc anormal al basculei în bucşe, bucşe uzate (b) -Schimbarea greoaie a treptelor de viteză, blocarea într-o treaptă (b). -Jantă fisurată, tăieturi profunde pe banda de rulare a pneului, pneuri de dimensiuni necorespunzătoare, adâncimea profilului anvelopei mai mică de 1,5 mm (a). -Jantă deformată, spiţe deteriorate sau lipsă, presiune necorespunzătoare în pneuri (b). - Lipsă amortizoare (a). -Fixarea defectuoasă a amortizoarelor, amortizoare ineficiente, pierderi de lichid din amortizoare (b). -Eficacitate redusă a frânelor (a). -Proasta funcţionare a instalaţiei de iluminare şi semnalizare; lipsă far; lipsa lămpii pentru numărul de înmatriculare, a lămpii de poziţie, a catadioptrului, a lămpii de semnalizare, a avertizorului sonor şi a lămpii de stop (a). -Dispersor neomologat (a). -Fixarea şi funcţionarea defectuoase ale elementelor instalaţiei electrice; cablaje deteriorate; dispersor fisurat (b). -Fisurarea şi fixarea defectuoasă a cadrului ataşului şi a dispozitivului de cuplare (a). -Fixarea defectuoasă şi deformarea scaunului ataşului (b). -Urme de coliziune; lipsa oglinzilor retrovizoare; placa cu numărul de înmatriculare deformată sau montată necorespunzător (a) -Coroziuni (b) -Modificări neomologate şi neconforme cu tipul de bază (a).

B. Autoturisme, microbuze, autorulote. automobile utilitare, mixte, specializate, speciale, autotractoare si remorcile acestora, cu o masă totală autorizată ce nu depăşeşte 3.5 tone.

-Pierderi de benzină (a). -Pierderi de motorină şi ulei; strângeri defectuoase şi neetanşeităţi ale traseului de

evacuare a gazelor arse (b). -Suporturi motor fisurate; palete de ventilator fisurate (a). -Strângerea defectuoasă a motorului pe cadru; suporturi pe compresor şi turbosuflantă

slăbite (b). -Instalaţii de alimentare cu gaze neomologate sau modificate în neconformitate cu

procedura de omologare (a). -Funcţionarea necorespunzătoare a instalaţiei de alimentare cu gaze (b). -Pierderi de lichide din instalaţia de comandă a ambreiajului, cutia de viteze, puntea

motoare, reductor sau cutia de distribuţie (b). -Lipsa îmbrăcăminţii pedalelor de ambreiaj şi frână; montajul necorespunzător al

arborelui cardanic sau deformarea sa; slăbirea fixării carterului şi sistemului de comandă ale ambreiajului (b).

-Schimbarea greoaie a treptelor de viteză sau blocarea unei trepte (b). -Joc anormal al rulmenţilor roţilor sau blocarea roţilor la rotire (a). -Lipsa sau slaba strângere a piuliţelor (şuruburilor) de prindere a roţilor; jantă fisurată (a). -Jantă deformată (b).

-Pneuri de dimensiuni şi profiluri diferite pe aceeaşi parte; tăieturi profunde ale benzii de rulare sau pe flancuri; adâncimea profilului sub 1,5 mm (a).

-Presiune necorespunzătoare în pneuri (b). -Diferenţă vizibilă privind înălţimea de aşezare a maşinii pe cele două laturi ale aceleiaşi

punţi; amortizoare şi arcuri defecte (b). -Fisuri sau ruperi ale arcurilor, barelor stabilizatoare, hoiturilor de arc sau ale plăcuţelor

de reazem; burduf al pernei de aer spart; articulaţii sau braţe de suspensie rupte (a). -Lipsa sau fixarea defectuoasă a amortizoarelor; foi de arc rupte; bare deformate; bucşe

de arc sau amortizor uzate; suporturi slăbite, articulaţii cu jocuri anormale ale elementelor de suspensie (b).

-Pierderi de lichid din amortizoare sau de aer din pernele de aer (b). -Fixarea defectuoasă a volanului, coloanei de direcţie, levierelor, barelor de direcţie,

pivoţilor mecanismului de direcţie precum şi a elementelor punţilor din faţă şi spate; uzura anormală a legăturii flexibile (cuplajului) coloanei de direcţie; fisuri şi deformări accentuate ale elementelor direcţiei; lipsa siguraţelor; joc anormal al volanului (a).

-Mecanismul de servodirecţie este inoperant, prezintă fisuri, pierderi de lichid sau blocări (a).

-Elementele componente ale sistemului de frânare prezintă deteriorări, urme de frecare, improvizaţii sau fisuri; lipsa comenzii duble la vehiculele de şcoală (a).

-Lipsa sau blocarea clapetei de obturare a gazelor arse la vehiculele echipate cu frână de motor (diesel); deformări accentuate ale elementelor sistemului de frânare, uzurii şi coroziunii, fixarea defectuoasă a acestor elemente (b).

-Lipsa sau nivelul scăzut al lichidului din sistemul de frânare ori pierderi de lichid (a). -Eficacitate scăzută a frânării; dezechilibru între roţile aceleiaşi punţi mai mare de 20% la

frâna de serviciu şi cea de staţionare (a); la vehiculele la care frâna de staţionare nu îndeplineşte şi rolul de frână de securitate, dezechilibrul citat poate fi de până la 30% (a).

-Funcţionarea incorectă a frânei de motor (cu clapetă) sau a servofrânei (b). Fisurarea sau ruperea elementelor de rezistenţă ale lonjeroanelor, traverselor dispozitivului de remorcare sau ale podelei caroseriei (a).

-Coroziuni avansate ale acestora, deformări sau prinderea slăbită a elementelor de rezistenţă ale cadrului, caroseriei şi cabinei (b).

-Elemente de fixare ale caroseriei, cabinei şi scaunelor rupte; posibilităţi de deschidere accidentală a uşilor sau capotelor; coroziuni străpunse la podea, pasajele roţilor sau praguri (a).

-Fixarea defectuoasă a caroseriei, cabinei sau scaunelor; deschiderea sau închiderea incorectă a uşilor sau capotelor; dispozitiv de glisare sau înclinare a scaunului necorespunzător; parbriz sau geam din spate sparte sau lipsă; lipsa oglinzii interioare la autoturisme şi exterioare la celelalte vehicule (a).

-Parbriz sau geam sparte sau cu opacităţi care diminuează vizibilitatea în zona ştergătoarelor de parbriz; geamuri laterale lipsă; oglinzi deteriorate; fixare defectuoasă a geamurilor şi oglinzilor (b).

-Suporturi fisurate ale rezervorului de combustibil, lăzii de scule şi ale roţii de rezervă (a).

-Fixarea defectuoasă a acestor elemente, lipsa roţii de rezervă (b). -Caroserie sau cabină in complete; deformări pronunţate ale caroseriei; urme de accident;

placa cu numărul de înmatriculare deteriorată sau montată necorespunzător (a). Elemente de caroserie montate în afara gabaritului; părţi de caroserie nevopsite, cu coroziuni avansate sau deformări superficiale (b).

- Lipsa sau nefuncţionarea vitezometrului (b). -Lumini de drum şi de întâlnire fără dispersor, cu dispersor spart sau neomologat (a). -Lumini de drum şi de întâlnire fixate defectuos, cu dispersor şi oglidă deteriorate (b). -Lumini de semnalizare, de poziţie, stop sau gabarit cu dispersor lipsă, spart sau de

culoare nereglementară sau cu dispersoare deteriorate (b).

- Fixarea defectuoasă sau montajul neregulamentar ale luminilor de ceaţă, ale luminilor de mers înapoi, lămpii numărului de înmatriculare, casetei iluminate (numai la vehiculele taxi sau şcoală) (b).

Lipsa casetei iluminate la vehiculele taxi sau şcoală (a) -Luminile de drum, de întâlnire, de semnalizare, stop şi iluminarea numărului de

înmatriculare nu funcţionează sau au culori neregulamentare (a). -Luminile instalaţiei electrice de iluminare, semnalizare şi auxiliară prezintă abateri de la

prescripţii; o lumină stop nu funcţionează; iluminarea indicatoarelor şi martorii de bord nu funcţionează (b).

-Siguranţe electrice improvizate (a). -Cablaj electric deteriorat sau prost fixat (b). -Nefuncţionarea ştergătorului de parbriz sau a avertizorului sonor; bateria nu asigură

pornirea motorului (a). -Fixarea defectuoasă a ştergătoarelor de parbriz; nefuncţionarea spălătorului de parbriz

(b). Instalaţia de climatizare nu funcţionează (b). -Nivel de zgomot anormal pe traseul de evacuare; conţinut de oxid de carbon de peste

4,5% pentru vehiculele fabricate până la data de 01.01.1986 şi peste 3,5% pentru cele fabricate după această dată; indice de opacitate peste 2,5 m-1 la motoarele diesel cu aspiraţie normală şi 3m-1 pentru cele supraalimentate (b).

-La remorcile uşoare şi la rulote se verifică: dacă există jocuri anormale ale sistemului de cuplare, dacă acesta este defect, rău fixat sau dacă nu este omologat (a). Dacă există fisuri la proţap, şasiu, punţi; proţap reparat necorespunzător; punte fixată defectuos; rulmenţi defecţi (a).

-Controlul vizual al suspensiei la fel ca la autovehicul (b). -Nestrângerea jantei sau absenţa piuliţelor; jantă fisurată; pneuri cu dimensiuni sau

profile diferite pe aceeaşi punte, cu tăieturi profunde pe flancuri sau calea de rulare; adâncimea profilului pneului mai mică de 1,5 mm (a). Jantă deformată; presiune necorespunzătoare în pneuri (b).

-Conducte de frână deteriorate, improvizate sau cu urme de frecare; lipsa sau nivelul scăzut al lichidului de frână; pierderi de lichid de frână; eficacitate de frânare sub limită sau dezechilibru între roţile aceleiaşi punţi mai mare de 20% (a).

-Deformarea sau fixarea defectuoasă ale elementelor sistemului de frânare; lipsa calelor de blocare la remorcile cu masa maximă autorizată mai mică de 750 kg (b).

-Instalaţia de iluminare şi semnalizare nu funcţionează; dispersor lipsă spart sau de culoare nereglementară (a).

-Fixarea defectuoasă a elementelor de iluminare şi semnalizare sau montarea lor neregulamentară; o lampă stop nu funcţionează; cablaj deteriorat (b).

-Placa numărului de înmatriculare deteriorată sau montată neregulamentar (a). -Părţi ale caroseriei nevopsite, cu coroziuni avansate sau cu deformări superficiale; elemente de caroserie montate în afara gabaritului omologat (b). -Platforma sau obloanele laterale prost fixate sau cu deteriorări pronunţate (b). Modificări

neomologate şi neconforme cu tipul de bază (a). C. Autobuze, automobile utilitare, mixte, specializate si speciale, autotractoare: remorcile acestora, cu masă autorizată peste 3.5 tone precum si tractoare

-Pierderi de benzină (a). -Pierderi de motorină şi ulei; strângeri defectuoase şi neetanşeităţi ale traseului de

evacuare a gazelor de ardere (b). -Suporturi ale motorului fisurate; paletă de ventilator fisurată (a). -Strângerea defectuoasă a motorului pe suporturi; suporturile compresorului şi

turbosuflantei slăbite (b).

-Instalaţie de alimentare cu gaze neomologată sau modificată în neconformitate cu procedurile de omologare individuală (a).

-Funcţionarea necorespunzătoare a instalaţiei de alimentare cu gaze (b). -Pierderi de lichid sau ulei din comanda ambreiajului, din cutia de viteză, puntea

motoare, reductor sau cutia de distribuţie (b). -Lipsa îmbrăcăminţii pedalelor de ambreiaj şi frână; arbore cardanic deformat sau montat

necorespunzător; slăbirea prinderilor carterelor, cutiei de viteze, reductorului, cutiei de distribuţie şi sistemului de comandă al ambreiajului (b).

-Schimbarea greoaie a treptelor cutiei de viteză sau blocarea unei trepte (b). -Joc anormal al rulmenţilor de roţi sau blocarea acestora (a). -Lipsa sau nestrângerea piuliţelor sau şuruburilor la roată; jantă fisurată (a). Jantă

deformată; lipsă apărători roată (b). -Pneuri de dimensiuni şi profile diferite pe" aceeaşi punte, cu tăieturi profunde ale benzii

de rulare sau ale flancurilor ori cu adâncime a profilului mai mică de 1,5 mm (a) -Presiune necorespunzătoare în pneuri (b). -Diferenţă vizibilă a înălţimii de aşezare a autovehiculului pe cele două laturi ale aceleiaşi

punţi; amortizoare şi arcuri defecte (b). -Fisuri sau ruperi ale arcurilor, barelor stabilizatoare, bolţurilor de arc sau ale plăcuţelor

de reazem; burduf al pernei de aer spart; articulaţii sau braţe de suspensie rupte (a). -Lipsa sau fixarea defectuoasă a amortizoarelor; foi de arc rupte, bare deformate, bucşe

de arc sau amortizor uzate, suporturi slăbite, articulaţii ale elementelor de suspensie cu jocuri anormale (b).

-Pierderi de lichid din amortizoare sau de aer din pernele de aer (b). -Joc anormal al axului portant; rulment gripat; bucşe rupte sau braţe oscilante deformate

(b).-Fixarea defectuoasă a volanului, coloanei de direcţie, levierelor, barelor de direcţie, pivoţilor, mecanismului de direcţie precum şi a elementelor punţilor din faţă şi spate; uzura anormală a legăturii flexibile (cuplajului) coloanei de direcţie; fisuri şi deformări accentuate ale elementelor direcţiei; lipsa siguraţelor; joc anormal al volanului (a).

-Neîncadrare a valorilor prescrise a convergenţei şi unghiului de cădere, în cazul autovehiculelor destinate transportului public de persoane (b).

-Mecanismul de servodirecţie este inoperant, prezintă fisuri, pierderi de lichid sau blocări (a).

-Elementele componente ale sistemului de frânare prezintă fisuri, blocări, deteriorări sau improvizaţii; lipsa comenzii duble la autovehiculele de şcoală (a).

-Lipsa sau blocarea clapetei de obturare a gazelor arse la vehiculele echipate cu frână de motor (diesel); deformări accentuate ale pieselor sistemului de frânare, uzuri, coroziuni şi fixarea defectuoasă a acestor elemente (b).

-Lipsa sau nivelul scăzut al lichidului în sistemul de frânare şi pierderi de lichid (aer); eficacitate scăzută a frânei de serviciu şi dezechilibru între roţile aceleiaşi punţi mai mare de 20%; eficacitate scăzută a frânei de staţionare şi dezechilibru între roţile aceleiaşi punţi mai mare de 20%, iar la autovehiculele la care frâna de staţionare nu îndeplineşte şi rolul de frână de securitate 30% (a).

-Funcţionarea incorectă a frânei de motor sau a servofrânei (b). -Fisurarea sau ruperea elementelor de rezistenţă, ale lonjeroanelor, traverselor (a).

Coroziunea avansată a saşiului; elemente de rezistenţă ale saşiului deformate; elemente de prindere pe şasiu slăbite; lonjeron reparat necorespunzător prin suduia (b).

-Elemente de fixare ale cabinei, caroseriei şi scaunelor rupte; posibilităţi de deschidere accidentală a capotelor sau uşilor; coroziuni străpunse ale podelei şi pasajelor roţilor; sistemul de blocare al cabinei rabatabile defect (a).

-Fixarea defectuoasă a caroseriei, cabinei sau scaunelor; deschiderea sau închiderea incorectă a uşilor sau capotelor; dispozitive de glisare sau înclinare a scaunelor necorespunzătoare; coroziuni (b).

-Parbriz, geam din spate sau oglinzi exterioare lipsă (a). -Parbriz sau geam din spate fisurate sau cu opacităţi care reduc vizibilitatea în zona

ştergătoarelor de parbriz; geamuri laterale lipsă; oglinzi deteriorate; fixare defectuoasă a parbrizului, a geamului din spate sau a celor laterale ori montarea unor astfel de elemente din plastic (b).

-Suporturile rezervorului de combustibil, lăzii de scule sau roţii de rezervă fisurate (a). Fixarea defectuoasă a acestor repere sau lipsa roţii de rezervă (b).

-Caroserie sau cabină incomplete, cu defonnări pronunţate sau urme de accident; placa numărului de înmatriculare deteriorată sau montată neregulamentar (a). Elemente montate în afara gabaritului; părţi de caroserie nevopsite, cu coroziuni avansate sau deformări superficiale (b).

-Uzura anormală a ansamblului şa sau a cârligului de remorcare; dispozitiv de cuplare-remorcare neomologat (a).

-Fixarea necorespunzătoare a ansamblului şa; sistem de asigurare a ansamblului şa necorespunzător; lipsa barei antiîmpănare (b).

-Lipsa triunghiului de presemnalizare, a trusei medicale sau a stingătorului de incendiu (b).

-Lipsa sau nefuncţionarea vitezometrului (b). -Lipsa sau spargerea dispersorului luminilor de drum şi de întâlnire şi folosirea la aceste

lumini a unui dispersor neomologat (a). -Lumini de drum şi de întâlnire cu dispersor sau oglindă deteriorate; fixarea defectuoasă a

acestor lumini (b). -Lumini de semnalizare, poziţie, stop şi de gabarit cu dispersor lipsă, spart sau de culoare

neregulamentară (a). -Lumini de semnalizare, poziţie, stop şi de gabarit cu dispersor deteriorat, fixate

defectuos sau neregulamentar, (b). -Lipsa casetei iluminate la autovehiculele de şcoală (a). -Fixarea defectuoasă sau montajul neregulamentar ale luminilor de ceaţă, celor de mers

înapoi, ale lămpii numărului de înmatriculare şi ale casetei iluminate a autovehiculelor de şcoală (b).

-Luminile de drum, de întâlnire, semnalizare, stop şi iluminarea numărului de înmatriculare prezintă abateri de la prescripţii; o lumină stop nu funcţionează, ca şi iluminarea indicatoarelor şi martorilor de bord (b).

-Siguranţe electrice improvizate (a). -Cablaje deteriorate sau fixate defectuos (b). Ştergătorul de parbriz şi avertizorul' sonor

nu funcţionează; bateria nu asigură pornirea motorului (a). -Fixarea defectuoasă a ştergătoarelor de parbriz, avertizorului sonor şi bateriei de

acumulatoare; spălătorul de parbriz este fixat defectuos sau nu funcţionează (b). - Instalaţia de climatizare nu funcţionează (b). Conţinut de CO peste 4,5% pentru

vehiculele fabricate înainte de -01.01.1986 sau peste 3,5% pentru cele fabricate după această dată; indice de opacitate peste 2,5 nr1 pentru motoarele diesel cu aspiraţie normală şi peste 3m_1

pentru motoarele diesel supraalimentate; zgomot anormal la eşapament (b). -La remorci şi semiremorci se urmăreşte: existenţa jocului anormal în sistemul de

cuplare; fixarea şi cuplarea defectuoasă; starea lanţurilor sau cablurilor de asigurare (a). -Starea şi fixarea proţapului, saşiului şi a punţilor şi existenţa eventualelor fisuri; proţap

reparat necorespunzător; fixarea defectuoasă a punţii; joc anormal al rulmenţilor sau blocarea roţii la rotire (a).

-Diferenţă vizibilă a înălţimii de aşezare a remorcii pe cele două laturi ale aceleiaşi punţi; amortizoare şi arcuri defecte (b).

-Fisuri sau ruperi ale arcurilor, barelor stabilizatoare, hoiturilor de arc sau ale plăcuţelor de reazem; burduf al pernei de aer spart; articulaţii sau braţe ale suspensiei rupte (a).

-Lipsa sau fixarea defectuoasă a amortizoarelor; foi de arc rupte, bare deforemate, bucşe de arc sau de amortizor uzate, suporturi slăbite, articulaţii ale elementelor de suspensie cu jocuri anormale (b).

-Pierderi de lichid din amortizoare sau de aer din pernele de aer (b). -Piuliţe de jantă lipsă sau nestrânse; jantă fisurată; pneuri de dimensiuni şi profile diferite

pe aceeaşi punte; tăieturi pe banda de rulare sau pe flancuri; adâncimea profilului sub 1,5 mm (a).

-Jantă deformată; presiune necorespunzătoare în pneuri (b). -Conducte ale sistemului de frânare deteriorate, improvizate sau cu urme de frecare;

eficacitate scăzută a sistemului de frânare; lipsa calelor de blocare (b). -Nefuncţionarea instalaţiei de iluminare şi semnalizare; dispersor spart, lipsă sau de

culoare neregulamentară (a). -Fixarea defectuoasă sau montajul neregulamentar ale elementelor instalaţiei de iluminare

şi semnalizare; dispersor deteriorat (b). -Placa numărului de înmatriculare deteriorată sau montată neregulamentar (a). -Părţi ale caroseriei nevopsite, cu coroziuni avansate sau deformări superficiale; elemente

de caroserie plasate în afara gabaritului omologat (b). -Deteriorări pronunţate ale platformei sau fixarea ei defectuoasă (b).

53. Diagnosticarea prin OBD

Cele mai bune rezultate în depistarea defecţiunilor imediat după apariţia lor o constituie supravegherea permanentă a funcţionării sistemelor automobilului, ceea ce presupune dezvoltarea unor tehnici ţi echipamente de diagnosticare la bord. Evoluţia acestora a fost şi este strâns legată de evoluţia construcţiei automobilului. Astfel, apariţia sistemelor comandate de microprocesoare a permis o lărgire considerabilă a numărului de obiective urmărite şi a numărului de parametri înregistraţi ţi analizaţi.

Sistemele electronice ale motorului (aprindere, injecţie, distribuţie, răcire), transmisiile automate cu supraveghere şi comandă electronice, sistemele moto-propulsoare de evitare a patinârii roţilor aflate în regim de tracţiune, sistemele de frânare cu evitarea blocării roţilor, sistemele de direcţie şi suspensiile asistate de microprocesoare sunt prevăzute cu propriile sisteme de supraveghere şi control necesare funcţionării algoritmilor de autoreglare, dar care pot fi utilizate şi pentru a semnaliza apariţia vreunei defecţiuni, chiar în faza sa incipientă. Informaţiile captate de lanţurile de măsură respective sunt prelucrate şi stocate în memoria calculatorului de bord care, în cazul depăşirii valorilor normale ale parametrilor măsuraţi, avertizează conducătorul automobilului asupra defecţiunii.

Verificările pot fi executate şi la cererea expresă a şoferului sau a tehnicianului de întreţinere, ori de câte ori se doreşte.

Controlul cel mai amplu şi detaliat al tuturor sistemelor şi subsistemelor automobilului rămâne în continuare a fi realizat în cadrul staţiilor de mentenanţă preventivă a automobilelor, unde se poate utiliza o gamă mult mai largă şi mai complexă de sisteme de măsură şi verificări decât o pot permite condiţiile de la bord.

Sistemele de control şi reglare asistate de microprocesor Ia bordul automobilului oferă posibilitatea efectuării unor operaţiuni de diagnosticare, în perioadele intermitente în care microprocesorul nu este complet ocupat cu rezolvarea calculelor necesare funcţionării propriu-zise a sistemului respectiv.

Schema de principiu a acestei activităţi este prezentată în figura 1.14.

Dispozitivul de comandă se verifică singur, de exemplu prin memoria care are un model de test înmagazinat şi care se citeşte periodic. La memoriile de program se face o comparaţie prin intermediul sumei de control care verifică datele şi programele; concomitent se verifică şi bus-ul de date şi de adrese. La senzori se verifică dacă semnalele se încadrează în limitele normale ale valorilor lor şi se pun în evidenţă scurtcircuitele şi întreruperile. Verificarea elementelor de acţionare se poate face prin intermediu! valorii maxime a curentului în timpul comenzii.

Atunci când este delectată o defecţiune, informaţia este stocată în memorie sub forma unui număr corespunzător codului de defecţiuni conceput de constructor. în acelaşi timp, la tabloul de bord este activat un avertizor optic sau sonor şi este afişată defecţiunea produsă. Funcţiunile de diagnosticare la bord pot fi activate şi manual prin comanda transmisă controlerului de a intra în modul de diagnosticare.

Atunci când se produce o defecţiune (semnalizată prin codul corespunzător ei) trebuie urmărită o anumită procedură pentru a o localiza, procedură prezentată de regula sub forma unei organigrame de diagnosticare a automobilului.

In acest scop se măsoară tensiunea de ieşire din senzorul de oxigen: dacă ea este mai mică decât 0,37V sau mai mare decât O,57V, trebuie să fie verificate cablurile. Dacă tensiunea se încadrează între cele două valori, trebuie să se verifice dacă defectul se situează la nivelul senzorului de oxigen sau la unitatea de comandă. Pentru aceasta se cuplează conductorii ce vin de la sondă la intrarea în dispozitivul de comandă, simulându-se un scurtcircuit al senzorului şi se măsoară din nou tensiunea.

Dacă ea este mai mică decât 0,05 V, defecţiunea se situează la nivelul senzorului, iar în caz contrar dispozitivul de control este defect şi trebuie înlocuit.

Schema logică a defecţiunilor de diagnosticare este prezentată în figura 1.15.

In acest scop se măsoară tensiunea de ieşire din senzorul de oxigen: dacă ea este mai mică

decât 0,37V sau mai mare decât 0,57V, trebuie să fie verificate cablurile. Dacă tensiunea se încadrează între cele două valori, trebuie să se verifice dacă defectul se situează la nivelul senzorului de oxigen sau la unitatea de comandă. Pentru aceasta se cuplează conductorii ce vin de la sondă la intrarea în dispozitivul de comandă, simulându-se un scurtcircuit al senzorului şi se măsoară din nou tensiunea.

Dacă ea este mai mică decât 0,05 V, defecţiunea se situează la nivelul senzorului, iar în caz contrar dispozitivul de control este defect şi trebuie înlocuit.

Schema logică a defecţiunilor de diagnosticare este prezentată în figura 1.15. Subsistemele de control electronic, care echipează în număr tot mai mare automobilele

moderne, operau până de curând cu precădere în mod independent. Având însă în vedere ca toate aceste subsisteme sunt cuplate prin intermediul automobilului însuşi, activităţile de control dintr-un sistem de control oarecare pot genera interferenţe nedorite în celelalte subsisteme. Pentru a evita astfel de efecle trebuie introdus suplimentar un element de optimizare a controlului care să opereze împreună cu subsistemele existente. Se ajunge astfei la un sistem cuprinzând mai multe micro-computere distribuite în diferite zone ale structurii automobilului.

Există tipuri de legături de comunicaţie care permit nu numai comunicarea între subsistemele electronice de control, dar susţin şi prelucrarea informaţiilor în paralel de către controlerii distribuiţi îo structura automobilului. Ele oferă mecanismele de bază pentru sincronizarea proceselor şi manipularea corectă a datelor. Pentru fiecare mesaj este creat un obiect de comunicare care cuprinde următoare: - identificatorul, precizând numele şi ruta mesajului;

- segmentul de control, conţinând toata informaţia de control; - segmentul de date, numărând de la 0 la 8 bytes.

în figura 1.16 este prezentată amplasarea unui astfel de reţele în structura unui autoturism.

Componentelor care asigură funcţionarea după criterii de optimizare a sistemelor automobilului, li se alătură elementul de control al diagnosticării. Pentru a vedea cum funcţionează o astfel de reţea, se consideră cazul mai simplu al grupului moto-propulsor prevăzut cu trei subsisteme electronice separate:

- pentru controlul motorului; - pentru controlul transmisiei; - pentru controlul operaţiunilor de diagnosticare (figura 1.17).

Aceste subsisteme comunică între ele prin intermediul magistralei CAN-bus care primeşte :

- informaţii privind regimul de deplasare a automobilului şi rapoartele de transmitere utilizate, presiuni în sistemele de acţionare, turaţie, temperaturi etc. (de la controlul transmisiei);

- informaţii privind sarcina şi turaţia motorului, temeperaturi, presiuni, debite, curenţi, tensiuni etc. (de la controlul motorului);

- semnale standard de testare (de la-controlul diagnosticării). Fiecare subsistem de control îşi culege informaţiile de care are nevoie din magistrala

comună, conform unui protocol de priorităţi, la momentele disponibile şi le prelucrează oferind rezultatele, tot prin intermediul CAN, celorlalte subsisteme de control ce ar putea fi interesate.

Avantajul principal al unui astfel de sistem de control descentralizat constă într-o disponibilitate superioară a întregului sistem în cazul apariţiei unor defecte. De exemplu, în cazul defectării calculatorului care controlează transmisia, aceasta va fi cuplată automat în treapta superioară. Automobilul rămâne operaţional, deşi cu o funcţionalitate degradată. Contrar situaţiei unui sistem centralizat, controlul motorului nu va fi cu nimic afectat.

54. Caracterizaţi încercările de omologare sau de tip ale autovehiculelor 55. Care sunt cerinţele şi etapele impuse încercărilor autovehiculelor

Etapele necesare a fi parcurse pentru încercarea unui autovehicul sunt: a. Întocmirea programului de încercări: Programul general de încercări este de obicei impus prin standarde sau norme interne instituţiei care efectuează lucrările, organizatorilor desfăşurării acestora le revine obligaţia de a elabora un program detaliat care să asigure o eficienţă maximă a încercărilor. Programul de încercare trebuie să cuprindă:

- Obiectivele încercării; - Fazele de încercare prezentate în ordine cronologică cu precizarea obiectivelor

parţiale specifice fiecărei faze şi a termenelor de execuţie; - Detalierea fiecărei faze de încercare, enumerarea în amănunt a lucrărilor specifice, a

locurilor, traseelor, poligoanelor sau standurilor de încercare şi a termenelor de execuţie;

- Cerinţele de mediu necesare efectuării încercărilor; - Regimurile de încercare avute în vedere în timpul probelor, sarcina utilă a

autovehiculelor la care se execută proba, regimul de viteză, etc.; - Numărul parametrilor cercetaţi, complexitatea încercărilor şi numărul de repetări a

experimentelor; - Precizia de măsurare a parametrilor determinaţi prin încercări, care trebuie să fie în

concordanţă cu valorile recomandate prin documentaţia tehnică şi prin standardele naţionale şi internaţionale;

- Aparatura de măsurare, achiziţie a datelor şi de prelucrare a acestora, care trebuie să permită o apreciere rapidă, dacă este posibil în timp real a rezultatelor pentru a aprecia reuşita încercării şi dacă este cazul necesitatea reluări parţiale sau totale a probei cu menţinerea sau schimbarea metodicii de încercare;

- Responsabilităţile care revin părţilor contractante şi/sau colaboratorilor pentru asigurarea materială a încercărilor;

- Responsabilităţile care revin individual personalului de încercare; - Condiţiile specifice încercărilor pe stand, dacă este cazul; - Numărul de produse încercate;

b. Alegerea, recepţia şi pregătirea autovehiculelor pentru încercări Această etapă cuprinde următoarele faze:

- controlul stării tehnice a autovehiculului încercat, respectiv recepţionarea autovehiculului pentru încercare;

- întocmirea specificaţiei tehnice a autovehiculului; - etalonarea şi instalarea aparatelor de măsurare, stocare şi prelucrare a datelor; - stabilirea metodologiei de încercare în conformitate cu normele şi standardele în

vigoare. c. Alegerea şi pregătirea aparaturii de măsurare

Numărul şi complexitatea aparaturii necesare încercărilor depinde în principal de: - tipul încercării - condiţiile de încercare - gradul de utilare al laboratorului care urmează să efectueze cercetarea experimentală.

d. Alegerea şi pregătirea traseelor de măsurare

56. Cum se poate măsura momentul motor al motoarelor de autovehicul 57. Ce metode de măsurare a consumului de combustibil al motorului se folosesc 58. Care sunt principalele obiective urmărite la încercarea transmisiei cardanice 59. Definiţi caracteristica de economicitate a unui autovehicul 60. Descrierea şi funcţionarea strungurilor normale

Strungurile normale se utilizează la strunjirea longitudinală, plană, conică, la filetare, găurire şi la alte lucrări speciale, în măsura în care ele sunt înzestrate cu echipamentul auxiliar necesar. Cu o serie de perfecţionări de ordin cinematic şi constructiv aduse într-o lungă perioadă de evoluţie a construcţiei strungurilor, forma actuală a strungurilor normale permite executarea unor lucrări variate, inclusiv acelea de filetare, ceea ce justifică denumirea ce li se atribuie încă de strunguri universale. Strungurile normale se utilizează de preferinţă în sculării, ateliere de mentenanţă şi în general la agenţii economici cu o producţie individuală variată, iar la agenţii economici mari cu o producţie de serie ca maşină compensatoare în cazul aglomerării lucrărilor într-un anumit sector. În funcţie de posibilităţile de prelucrare a unor piese cu dimensiuni foarte variate, este indicată împărţirea strungurilor normale, potrivit mărimii acestora, în strunguri mici, mijlocii şi grele. La strungul normal (fig.1), mişcările necesare operaţiilor de strunjire se realizează cu mecanismele cutiei de viteze din păpuşa fixă 1, prin care de la motorul electric 2 de acţionare se transmite mişcarea de aşchiere de rotaţie I, piesei de prelucrat şi la un cărucior 3, care execută mişcarea de avans rectilinie în direcţia longitudinală II odată cu cuţitul. Piesele scurte se fixează în dispozitivul de prindere 4 al arborelui principal, iar cele lungi – între vârful păpuşii fixe şi acela al păpuşii mobile 5. Pentru manevrarea uşoară a maşinii, ansamblurile se dispun pe batiul (patul) 6 sprijinit pe două sau mai multe picioare 7, în aşa fel încât operatorul uman are la stânga sa păpuşa fixă, la dreapta – păpuşa mobilă, iar între acestea se deplasează liber sania principală 8 a căruciorului, pe ghidajele orizontale 9 ale batiului.

Fig.1 Strungul normal

Mişcarea de avans transversal III, la strujirea plană sau la retezare, o execută sania transversală 10 pe ghidajul în formă de coadă de rândunică al saniei principale, acţionarea făcându-se prin şurubul conducător 11. Căruciorul este acţionat prin intermediul axului avansurilor 12 la strunjirea obişnuită şi prin şurubul conducător 13, la filetare. Cuţitul, împreună cu sania portcuţit 14, cu posibilitatea de rotire, execută de obicei mişcarea de avans în direcţie longitudinală sau după o direcţie înclinată faţă de axa vârfurilor, la strunjirea conică. La unele strunguri, mai vechi, reglarea mărimii avansurilor se efectuează cu roţile de schimb de la lira 15 sau cutia de filete 16; la cele de generaţii mai noi, numai prin comutările mecanismelor din cutia de filete 16. Dimensiunile caracteristice ale strungurilor normale reprezintă dimensiunile maxime ale cilindrului care se poate strunji, adică diametrul şi lungimea lui. În prezent, înălţimea vârfurilor deasupra planului orizontal, determinat de ghidajele batiului, începe să piardă din importanţă, odată cu introducerea pe scară largă a ghidajelor prismatice, deoarece această distanţă nu determină cu precizie diametrul maxim de strunjire al piesei. Pentru motivul arătat, această caracteristică a fost înlocuită, dându-se întâietate diametrului liber de trecere Dp al piesei deasupra batiului şi diametrului de trecere Dc deasupra căruciorului. În concluzie, strungurile sunt caracterizate prin trei dimensiuni principale :

distanţa maximă între vârfuri, L [mm]; diametrul maxim de strunjire deasupra batiului, Dp [mm]; diametrul maxim de strunjire deasupra căruciorului, Dc [mm].

61. Descrierea şi funcţionarea maşinilor de frezat universale

Maşina se compune din placa de bază 1 (fig. 1), pe care este aşezat corpul maşinii 2. Pe partea din faţă a corpului sunt prevăzute ghidajele verticale 3, în lungul cărora se deplasează consola 4. Acţionarea consolei în sens vertical se face prin intermediul şurubului 5, care serveşte şi drept sprijin al acesteia. Pe consolă sunt prevăzute ghidajele orizontale 6, perpendiculare pe cele verticale 3. În lungul lor se deplasează în sensul săgeţii III, sania transversală 7, iar pe aceasta din urmă, în sens longitudinal II, masa de lucru 8. Masa 8 execută deci trei mişcări în trei direcţii perpendiculare una pe alta, asigurând avansul piesei într-una din direcţiile dorite. Mişcarea de aşchiere I o execută freza montată pe dornul port-freză 12. Dornul port-freză este antrenat de arborele principal 9 şi susţinut la celălalt capăt de lagărul 11 al braţului suport 10.

Fig.1 Maşină de frezat universală

Executarea unor operaţii de frezare ca: prelucrarea danturii înclinate, frezarea canalelor elicoidale şi altele nu este posibilă pe maşinile de frezat orizontale. Pentru aceste lucrări, maşina trebuie să aibă mişcări de reglare suplimentare, care îi dau caracterul de maşină de frezat universală. Se disting două tipuri de maşini de frezat universale : - cu mişcarea suplimentară dată de masă; - cu mişcarea suplimentară dată de sculă.

Maşina de frezat cu masă pivotantă este tipul cel mai răspândit şi se deosebeşte de maşina de frezat orizontală prin aceea că masa de lucru poate fi rotită cu un anumit unghi faţă de poziţia sa normală (perpendiculară pe ghidajele transversale). În acest scop, între sania transversală 7 şi masa de lucru 8 se interpune placa pivotantă 13. Aceasta este prevăzută la partea inferioară cu un disc gradat pentru citirea unghiului de rotire, iar la partea superioară, cu ghidaje în lungul cărora se deplasează masa 8. Masa împreună cu placa 13, poate fi rotită (săgeata V) într-un sens sau altul, de obicei cu câte 45o. Pivotarea mesei în plan orizontal este o mişcare de reglare; poziţia ei în timpul lucrului se blochează.

62. Tehnologia de fabricaţie a arborelui cu came – materiale, semifabricate, condiţii

tehnice, etapele procesului tehnologic de prelucrare mecanică.

Arborele cu came are rolul de a comanda deschiderea şi închiderea supapelor în concordanţă cu desfăşurarea ciclului de lucru în fiecare cilindru al motorului autovehiculelor. De asemenea el acţionează şi diferite subansamble montate pe motor, cum ar fi: pompa de benzină, pompa de ulei, pompa de injecţie, etc. Materialele din care se execută arborii cu came: oţel (carbon de calitate sau uşor aliate cu Cr, Mn, Si şi uneori Ni, de cementare sau de îmbunătăţire) ; fontă (fontă cenuşie aliată turnată în coji, fontă specială, fontă cu grafit nodular) Semifabricate: Semifabricatele pentru arborii cu came se obţin prin: forjare şi turnare. Condiţii tehnice:La prelucrarea arborelui cu came se impun cerinţe riguroase referitoare la execuţia camelor şi a fusurilor, la calitatea suprafeţelor prelucrate şi duritatea acestora.

Tehnologia de prelucrare mecanică a arborilor cu came - la execuţia arborelui cu came, indiferent de varianta constructivă, trebuie prelucrate camele, fusurile de sprijin, precum şi unele elemente secundare (roata dinţată, excentric etc). Deoarece raportul dintre lungimea şi diametrul arborelui este mare, iar rigiditatea lui este mică, la prelucrare este necesară sprijinirea suplimentară a acestuia. Pentru a evita răsucirea arborelui în timpul prelucrării este bine ca antrenarea să se facă central sau bilateral. Deoarece în cursul operaţiilor de prelucrare rezultă deformări inevitabile, se prevăd şi operaţii de îndreptare (redresare) pe prese. Camele se prelucrează prin copiere după şablon sau după arbori cu came etalon pe maşini specializate, fiind necesare operaţiile de strunjire, rectificare şi superfinisare. În cazul unor semifabricate precise, prelucrarea camelor se face direct prin rectificare. Etapele principale ale procesului tehnologic, la prelucrarea mecanică a arborelui cu came sunt: alegerea şi prelucrarea bazelor de aşezare; strunjirea suprafeţelor cilindrice, a suprafeţelor frontale şi a camelor; operaţii de rectificare ;operaţii de control.

63. Tehnologia de fabricaţie a cămăşilor de cilindru uscate - materiale, semifabricate,

condiţii tehnice, tratamente de suprafaţă, etapele procesului tehnologic de prelucrarea mecanică.

Cămaşile de cilindru sunt organe ale motorului autovehiculelor în interiorul cărora se

realizează ciclul motor. Acest organ de maşină se află sub acţiunea forţei de presiune a gazelor şi a tensiunilor termice, suprafaţa de lucru a cămăşii de cilindru fiind supusă unui intens proces de uzare. Aceste condiţii de funcţionare impun cămăşii de cilindru următoarele cerinţe: rezistenţă mecanică ridicată la acţiunea gazelor, rezistenţă la uzare, rezistenţă la coroziune a suprafeţei de lucru în contact cu gazele şi a suprafeţei exterioare în contact cu mediul de răcire, asigurarea etanşeităţii la gazele din interior şi a lichidului de răcire în exterior. Materiale : Materialul cămăşii de cilindru trebuie să asigure rezistenţă la solicitări dinamice şi mai ales la uzură, ţinând seama că funcţionează în condiţii de frecare deosebit de nefavorabile. Materialul cel mai utilizat la realizarea cămăşilor de cilindru este fonta cenuşie aliată cu crom care asigură o rezistenţă ridicată la uzură. Fiind piese cu pereţi subţiri, care după turnare se răcesc rapid, se măreşte conţinutul de Si (1,8 - 2,2%) care favorizează grafitizarea şi conţinutul de P (0,3 - 0,9 %) pentru mărirea fluidităţii. Semifabricate: Procedeul cel mai modern cu o mare aplicabilitate este turnarea centrifugală pe maşini de turnat cu mai multe posturi. Cămăşile de cilindru se mai pot turna în forme metalice, turnarea făcându-se în poziţie verticală. Adaosurile de prelucrare sunt în funcţie de mărimea cămăşii de cilindru şi procedeul de turnare ales şi au valori începând de la 3 - 5 mm. Condiţii tehnice: La fabricarea cămăşilor de cilindri pentru semifabricat se prescriu condiţii privind respectarea compoziţiei chimice, iar pentru piesa finită condiţii referitoare la precizia dimensională, forma geometrică, rugozitatea suprafeţei interioare şi a gulerelor de centrare . De asemenea se mai prescriu condiţii de duritate şi alte caracteristici ale straturilor superficiale obţinute prin tratamente termochimice, precum şi condiţii de verificare la etanşeitate prin probe de presiune. Etapele principale ale procesului tehnologic de prelucrarea mecanică pentru cămăşile de cilindru sunt: alegerea şi prelucrarea bazelor de aşezare;prelucrarea suprafeţelor exterioare ;prelucrarea suprafeţei interioare;control final; proba de presiune.

64. Tehnologia de fabricaţie a pistoanelor- proces tehnologic tip de prelucrare mecanică a pistonului aparţinând unui motor cu aprindere prin compresie.

Materiale: Având în vedere condiţiile funcţionale ale pistonului, aceste organe de maşini se execută din aliajele de aluminiu s-au dovedit ca fiind cele mai satisfăcătoare, datorită calităţilor pe care le au: conductivitate termică ridicată; densitate mică; proprietăţi antifricţiune superioare.

După conţinutul elementelor de aliere, aliajele de aluminiu pentru pistoane se împart în două grupe: aliaje pe bază de siliciu Al-Si-Cu-Mg-Ni; aliaje pe bază de cupru Al-Cu-Ni-Mg. Semifabricate: La executarea pistoanelor semifabricatele se obţin prin: turnare în cochilă sau matriţare. Turnarea în cochile este procedeul cu cea mai mare aplicabilitate deoarece asigură o structură cu granulaţie fină şi caracteristici mecanice ridicate. Matriţarea pistoanelor din aliaje de aluminiu asigură rezistenţă mai mare şi uniformă a semifabricatelor, faţă de cele turnate la un preţ de cost mai ridicat. Etapele procesului tehnologic de prelucrare mecanică sunt: alegerea şi prelucrarea bazelor de aşezare; prelucrarea suprafeţelor exterioare; prelucrarea alezajului pentru bolţ; operaţii de găurire şi frezare; sortarea pe grupe masice şi dimensionale; operaţii de control.

65. Tehnologia de fabricaţie a bielelor- materiale, semifabricate, condiţii tehnice,

etapele procesului tehnologic de prelucrarea mecanică.

Biela este organul mecanismului motor care transmite forţa de presiune a gazelor, de la piston la arborele cotit şi serveşte la transformarea mişcării alternative de translaţie a pistonului în mişcare de rotaţie a arborelui cotit. Biela este solicitată în timpul funcţionării de sarcini variabile determinate de forţa de presiune a gazelor şi de forţele de inerţie. În anumite perioade de funcţionare a motorului, solicitările la care este supusă biela au un caracter de şoc. Materiale: Cel mai adecvat material pentru bielele motoarelor de autovehicule este oţelul de îmbunătăţire, cu conţinut mediu de carbon (0,35....0,45%). Se utilizează în acest scop oţelul carbon de calitate, oţelurile aliate (crom, mangan, molibden, nichel, vanadiu). Cu aplicabilitate limitată se încearcă utilizarea fontei maleabile cu structură perlitică şi tratată termic. În cazuri deosebite, pentru motoare de turaţie mare, bielele se execută din aliaje speciale de aluminiu care sunt mai uşoare, însă mult mai scumpe faţă de cele d i n oţel. Semifabricate: Asigurarea unei rezistenţe înalte la oboseală se realizează printr-o forjare corectă a metalului cu o repartizare corespunzătoare a fibrelor în semifabricat şi prin metode speciale de durificare a straturilor superficiale ale corpului bielei (ecruisarea cu alice). Semifabricatele pentru bielă se pot executa în două variante: corpul bielei şi capacul se execută independent constituind două piese separate ; corpul şi capacul bielei fac corp comun, orificiul capului bielei are o formă eliptică, urmând ca în cursul procesului tehnologic de prelucrare mecanică, să aibă loc separarea capacului. Etape de prelucrare mecanică a bielelor sunt: alegerea şi prelucrarea bazelor de aşezare, respectiv a suprafeţelor frontale plane; prelucrarea alezajelor din capul şi piciorul bielei; prelucrarea suprafeţelor plane de separaţie ale capului şi capacului bielei; prelucrarea găurilor pentru şuruburile bielei; prelucrarea definitivă a alezajelor ;ajustarea şi sortarea bielelor pe grupe masice; operaţii de control.

66. Principiul de funcţionare al ambreiajului mecanic.

Ambreiajul este inclus în transmisia automobilului în scopul compensării principalelor dezavantaje pe care le are motorul cu ardere internă, ca sursă energetică în tracţiunea autovehiculelor. Aceste dezavantaje sunt caracterizate de imposibilitatea pornirii sub sarcină, existenţa unei zone de instabilitate funcţională şi mersul neuniform al arborelui cotit. Principiul de funcţionare al ambreiajelor mecanice constă în acţiunea forţelor de frecare are apar între două sau mai multe perechi de suprafeţe sub acţiunea unei forţe de apăsare. Principalele părţi componente ale unui ambreiaj mecanic sunt : partea conducătoare ; partea condusă ; mecanism de acţionare, fig.1.2.

Fig.1.2 Părţile componente ale unui ambreiaj mecanic

Partea conducătoare a ambreiajului este solidară la rotaţie cu volantul motorului, iar partea

condusă cu arborele primar al cutiei de viteze. Pe volantul 1 al motorului este apăsat discul condus 6 de către discul de presiune (conducător) 2 datorită forţei dezvoltate de arcurile 3. Discul condus se poate deplasa axial pe canelurile arborelui primar 7 al cutiei de viteze. Pentru a mări coeficientul de frecare, discul condus este prevăzut cu garnituri de frecare. Discul de presiune 2 este solidar la rotaţie cu volantul 1 prin intermediul carcasei 5. În fig.1.2 ambreiajul este prezentat în stare cuplată. Astfel, când se apasă asupra pedalei 12 a mecanismului de acţionare a ambreiajului, forţa se transmite prin tija 10 şi furca 9 la manşonul rulmentului de presiune 8 care va apăsa capetele interioare ale pârghiilor de debreiere 4, iar acestea se vor roti în jurul punctului de articulaţie de pe carcasă. In felul acesta, pârghiile de debreiere deplasează discul de presiune spre dreapta, comprimând arcurile 3. În acest caz, dispare apăsarea dintre discuri şi volant, deci şi forţa de frecare, iar momentul motor nu se transmite mai departe. Cuplarea ambreiajului se realizează prin eliberarea progresivă a pedalei de acţionare. Discul de presiune sub acţiunea arcurilor va apăsa treptat discul de fricţiune (condus) pe volant. Atât timp cât forţa de apăsare este redusă, forţa de frecare care ia naştere este mică iar suprafeţele de frecare vor patina. În această situaţie se transmite numai o parte din puterea motorului, restul transformându-se în căldură. La eliberarea completă a pedalei de acţionare, forţa de apăsare dezvoltată de arcurile de presiune este suficient de mare pentru ca forţa de frecare ce ia naştere între discul de fricţiune şi volant pe de o parte, respectiv discul de presiune pe de altă parte să solidarizeze partea condusă de cea conducătoare, iar momentul motor să fie transmis în întregime. La cuplarea bruscă a ambreiajului, solicitările transmisiei pot depăşi de 3…4 ori valoarea corespunzătoare momentului maxim al motorului, datorită faptului că pe lângă forţele elastice dezvoltate de arcurile de presiune vor apărea şi forţele de inerţie, la contactul discului de presiune cu discul condus.

67. Părţi componente ale cutiilor de viteză în trepte cu arbori cu axe fixe părţi componente, soluţii de cuplare a treptelor cu angrenare permanentă şi mufe de cuplare simple.

Cutiile de viteze în trepte, cu arbori cu axe fixe sunt cele mai răspândite la automobile, deoarece

aceste tipuri sunt simple din punct de vedere constructiv . Părţile principale ale unei cutii de viteze în trepte sunt:

- mecanismul reductor sau cutia de viteze propriu-zisă; - mecanismul de acţionare: - mecanismul de acţionare propriu-zis; dispozitivul de fixare a

treptelor; dispozitivul de zăvorâre a treptelor. Soluţii constructive de cuplare a treptelor cu mufe de cuplare simple- soluţia se aplică în cazul roţilor dinţate permanent angrenate. Roţile dinţate 1 şi 3 (fig.2.1 a) se rotesc liber pe arborele S şi sunt în angrenare permanentă cu roţile 2 şi 4 fixate pe arborele P. Mufa de cuplare m se compune dintr-un manşon 5 (solidar la rotaţie cu arborele S) şi dintr-o coroană culisantă 6, prevăzută cu o dantură prin care se solidarizează cu manşonul de ghidare.

Cuplarea treptelor se obţine prin deplasarea coroanei culisante 6, spre stânga sau spre dreapta până când dantura sa interioară se va cupla cu dantura auxiliară d a roţii 1 respectiv 3. O soluţie asemănătoare se întâlneşte la cutiile de viteze AK de pe automobilele MAN. În fig. 2.1 b, roata dinţată 1 fixată pe

arborele P se află în angrenare permanentă cu roata dinţată 2, prevăzută cu dantură frontală d2 şi montată liber pe arborele 5. Prin deplasarea mufei de cuplate 3 pe canelurile arborelui S dantura d1, va cupla cu dantura d2 şi va solidariza roata 2 cu arborele 5.

Fig.2.1 Cuplarea treptelor cu mufe de cuplare simple

La această soluţie, apar şocuri de cuplare, acestea fiind preluate de danturile auxiliare ale roţilor

şi mufei. Datorită faptului că la cuplare toţi dinţii mufei vin în contact în acelaşi timp, uzura va fi mai redusă.

Acest sistem de cuplare se utilizează de obicei la treptele superioare ale cutiilor de viteze, existând soluţii la care toate treptele se obţin prin roţi dinţate angrenate permanent (cutiile de viteze cu doi arbori), cu excepţia treptei de mers înapoi. Nici această variantă nu elimină şocurile la schimbarea treptelor, ci doar le deplasează de dantura roţilor dinţate la dantura mufei. Datorită faptului că toţi dinţii mufei vin în contact în acelaşi timp, uzura va fi mai mică deoarece sarcina pe un dinte este mult mai redusă. Această soluţie nu exclude necesitatea egalizării vitezelor unghiulare ale arborelui şi pinionului înainte de cuplarea treptelor.

Un dezavantaj suplimentar îl constituie mărirea momentului de inerţie al pieselor care suferă accelerări sau decelerări la schimbarea treptelor.

68. Punte din spate motoare – destinaţie, părţi componente, condiţii impuse, clasificare,

scheme de punţi motoare utilizate la automobile.

Destinaţie: are rolul de transmite momentul motor de la transmisia longitudinală la roţile motoare şi forţele verticale de la cadrul caroseriei la roţile motoare ale automobilului. Părţi componente ale punţii din spate motoare: transmisia principală, diferenţial, arbori planetari, transmisie finală,carter. Condiţiile impuse punţi din spate: să aibă dimensiuni de gabarit cât mai reduse în scopul unei gărzi la sol cât mai mari; să aibă o funcţionare silenţioasă; întreţinerea să fie cât mai simplă; să prezinte o durată de funcţionare mare. Clasificarea punţilor din spate motoare din punct de vedere constructiv: punţi rigide şi punţi articulate. Punţile rigide se folosesc la autocamioane, autobuze şi la autoturisme, iar cele articulate la unele tipuri de autoturisme. În fig.3.1 sunt prezentate scheme de punţi motoare utilizate la automobile.

a - soluţie utilizată la automobilele obişnuite;

b - soluţie utilizată la autocamioane grele;

Fig.3.1 Scheme cinematice de punţi motoare utilizate la automobile

I - transmisie principală; 2 - diferenţial; 3 - arbori planetari; 4 - transmisie finală.; 5 - carter; 6 - roţi motoare.

69. Transmisia principală simplă- destinaţie, construcţie, funcţionare.

Destinaţie- Transmisia principală, întâlnită şi sub denumirea de angrenaj principal, multiplică şi transmite momentul motor de la arborele longitudinal la diferenţial, în cazul automobilelor organizate după soluţia clasică şi de la arborele secundar al cutiei de viteze la diferenţial, la automobilele organizate după soluţia “totul în spate” sau “totul în faţă”. Construcţie - la transmisiile principale simple şi la primul angrenaj al transmisiilor principale duble sau complexe se utilizează angrenaje : cu roţi dinţate conice, hipoide sau melc-roată melcatä. Celelalte angrenaje ale transmisiilor principale, (inclusiv transmisiile principale ale automobilelor cu motorul dispus transversal) sunt cu roţi dinţate cilindrice cu axe fixe sau mobile (grupuri planetare), fig.3.1.

Fig. 3.1 Schema cinematică de organizare a transmisiei principale simple

Funcţionare: Pinionul de atac 2, montat prin lagäre cu rulmenţi în carterul 4, este permanent în angrenare cu coroana dinţată 3, montată prin şuruburile 6 pe carcasa diferenţialului 7. Fluxul de putere al motorului este primit de pinion de la transmisia longitudinală, prin flanşa 9, şi transmis de la angrenajul conic 2—3, prin intermediul diferenţialului 7, arborilor planetari 5 şi 8.

70. Arbori planetari – destinaţie, solicitări, scheme de montaj în carterul punţii

motoare.

Destinaţie: Arborii planetari servesc la transmiterea momentului motor de la diferenţial la roţile motoare sau la pinioanele conducătoare ale transmisiei finale. În funcţie de modul de montare a arborilor planetari în carterul punţii motoare, ei se împart în: descărcaţi, semiîncărcaţi, încărcaţi. Arborii planetari descărcaţi, fig.5.1a sunt solicitaţi numai la torsiune de către momentul Mr. În acest caz, butucul roţii motoare se montează prin intermediul a doi rulmenţi conici 2 şi 3 pe trompa 1 a carterului punţii din spate. In această situaţie, solicitarea la încovoiere este preluată numai de carterul punţii Cotoare. Soluţia cu arborii planetari descărcaţi se utilizează la autocamioane şi autobuze. Arborii planetari semiîncărcaţi, fig.5.1b se montează printr-un singur rulment 2 dispus între butucii roţii şi carterul punţii motoare 1. Aceşti arbori sunt solicitaţi la torsiune de momentul Mr şi parţial la încovoiere de forţa Y2. Momentul încovoietor dat de această forţă este preluat atât de arborele planetar, cât şi de carterul punţii din spate. Momentele încovoietoare ale forţelor Fr şi Z2 sunt preluate de carter dacă dacă roata se află în acelaşi plan cu rulmentul 2; în caz contrar, momentele sunt preluate parţial şi de arborele planetar. Această soluţie se utilizează la autoturismele mai mari şi la autocamioanele uşoare.

Arborii planetari încărcaţi, fig.5.1c se sprijină printr-un singur rulment 2, montat între arbore şi carterul punţii motoare. Aceşti arbori sunt solicitaţi atât la răsucire de momentul Mr , cât şi la încovoiere de forţele F2, Z2, Y2. Soluţia se utilizează în special la autoturisme.

Fig.5.1 Scheme de montare a arborilor planetari în carterul punţii motoare

Mr – moment motor la roată; Fr – forţa la roată; Y2 – reacţiunea transversală a căii; Z2 – reacţiunea normală a căii

71. Construcţia sistemului de direcţie.

Pentru a se schimba direcţia automobilului, conducătorul acţionează asupra volanului 1, fig. 6.1 care transmite mişcarea prin intermediul axului 2, la melcul 3, care angrenează cu sectorul dinţat 4. Pe axul sectorului dinţat se află levierul de direcţie (comandă) 5, care este în legătură cu bara longitudinală de direcţie (comandă) 6. Prin rotirea sectorului dinţat, deci şi a levierului de direcţie, bara longitudinală de direcţie va avea o mişcare axială care depinde de sensul de rotaţie a sectorului dinţat.

Fig.6.1 Părţi componente ale sistemului de direcţie

Prin deplasarea axială a barei longitudinale de direcţie, braţul fuzetei 11 va roti fuzeta 9 în jurul pivotului 10 şi o dată cu ea şi roata din stânga. Legătura care există între fuzeta 9 şi fuzeta 13, prin intermediul levierelor 8 şi 14 şi bara transversală de direcţie 7, va produce rotirea fuzetei 13. Patrulaterul format din puntea propriu-zisă 12, levierele fuzetelor 8 şi 14 şi bara transversală de direcţie 7 se numeşte trapezul direcţiei. Volanul de direcţie este realizat, în general, din material plastic cu armătură metalică având forma circulară cu 1-3 spiţe. Axul volanului este format dintr-o bucată sau din două bucăţi, legate între ele printr-o articulaţie cardanică, în general rigidă. Soluţia din două bucăţi se foloseşte atunci când caseta de direcţie nu se află pe direcţia axului volanului.

Elementele componente ale sistemului de direcţie se împart în două grupe, în funcţie de destinaţia lor :

mecanismul de acţionare sau comandă a direcţiei, care serveşte la transmiterea mişcării de la volan la levierul de direcţie;

transmisia direcţiei, cu ajutorul căreia mişcarea este transmisă de la levierul de direcţie la fuzetele roţilor

72. Frâne cu tamburi şi saboţi interiori- principii de funcţionare.

Datorită simplităţii lor, frânele cu tambur şi saboţii interiori sunt foarte răspândite la automobile. În fig.7.1 este reprezentată schema de principiu a frânei cu tambur şi saboţi interiori a unei roţi. Solidar cu roata 1, încărcată cu sarcina Gn se află tamburul 2, care se roteşte în sensul indicat pe figură cu viteza unghiulară . Saboţii 3 sunt articulaţi în punctele 4 pe talerul frânei care nu se roteşte cu roata, fiind fix. La apăsarea pedalei 7, cama 6, prin intermediul pârghiei 8, se roteşte şi apasă saboţii asupra tamburului 2. În această situaţie, între tamburi şi saboţi apar forţe de frecare ce vor da naştere la un moment de frânare Mf care se opune mişcării automobilului.

Fig.7.1 Schema de principiu a frânei cu tambur şi saboţi interiori

Sub acţiunea momentului Mf, în zona de contact a roţii cu drumul, ia naştere reacţiunea Fr îndreptată

în sens opus mişcării. Tot în zona de contact apare şi reacţiunea verticală a drumului Zr.În timpul frânării, datorită frecării care ia naştere între tambur şi garniturile de frecare ale saboţilor, energia cinetică a automobilului se transformă în căldură. În momentul opririi apăsării asupra pedalei, arcul 5 readuce saboţii în poziţia iniţială, iar frânarea încetează.

73. Elementele componente ale suspensiei autovehiculelor.

Destinaţie: Suspensia unui automobil are rolul de a asigura: protecţia organelor automobilului faţă de acţiunea sarcinilor dinamice ce se transmit de la sol; stabilitatea automobilului; confortabilitatea pasagerilor şi protecţia mărfurilor transportate. Elemente componente ale suspensiei unui autovehicul sunt: elementul elastic; elementul de amortizare; elementul de ghidare. Elementul elastic serveşte la micşorarea sarcinilor dinamice date de forţele verticale, asigurând prin aceasta confortabilitatea necesară. Uneori în suspensia automobilului se introduc elemente elastice suplimentare stabilizatoare care au rolul de a micşora sau anihila influenţa mişcărilor de ruliu ce apar la viraje. Elementele de ghidare transmit componentele longitudinale şi transversale dintre roată şi drum şi momentele acestor forţe şi determină caracterul mişcării roţilor faţă de caroseria automobilului. Elementul de amortizare, împreună cu frecarea din elementul elastic al suspensiei, creează forţele de rezistenţă care amortizează oscilaţiile caroseriei şi ale roţilor, eliminând astfel fenomenul de rezonanţă. Funcţiile celor trei elemente principale ale suspensiei pot fi îndeplini de unul şi acelaşi element sau de elemente diferite.

74. Structuri autoportante pentru autovehicule.

Caroseria este structura de rezistenţă a autovehiculului, amenajată pentru transportul şi protejarea persoanelor şi a mărfurilor, precum şi pentru instalarea unor echipamente de lucru sau utilaje, conferind acestuia, concomitent, formă estetică şi rezistenţă aerodinamică redusă.

Din punct de vedere al construcţiei/modului în care sunt preluate eforturile ce apar în timpul deplasării caroseriile pot fi:

neportante, fixate elastic pe cadru; în acest caz cadrul este un element distinct şi preia toate forţele ce apar în timpul deplasării autoturismului;

semiportante, cu cadru integrat; în acest caz, caroseria este fixată rigid (sudată sau nituită) pe cadru, iar aceasta are o greutate redusă; caroseria poate prelua numai o parte din forţele ce apar în timpul mişcării;

autoportante, care preiau toate forţele datorate deplasării automobilului; în acest caz, cadrul nu mai există ca element separat, el fiind integrat în caroserie (face corp comun cu cadrul autovehiculului).

Caroseriile autoportante prezintă o serie de avantaje, care fac ca această soluţie să fie larg răspândită la ora actuală:

deformaţii mai mici la răsucire, deoarece sunt mai rigide; fabricaţie în serie mai ieftină, în cazul autoturismelor mici şi mijlocii; greutate mai redusă decât în cazul caroseriilor neportante; construcţie simplă, ieftină şi uşoară; sunt mai stabile în viraje (lipsa şasiului permite coborârea podelei, fapt care poate face posibilă

scăderea înălţimii autoturismului, deci a centrului de greutate).

75. Siguranţa activă la nivelul autovehiculelor.

Pe lângă problemele de stil, care azi au o importanţă deosebită în realizarea unui vehicul, fiecare constructor este obligat ca la proiectarea caroseriei şi a echipamentelor interioare să ţină cont de o serie de restricţii datorate regulamentelor internaţionale şi naţionale, specifice fiecărei ţări, privind îndeplinirea condiţiilor de securitate activă (primară) şi securitate pasivă (secundară).

În conformitate cu documentele FISITA (International Federation of Automotive Engineering Societies), siguranţa auto se compune, strict schematic pentru vehicule, din două mari grupe de elemente - siguranţă activă şi siguranţă pasivă.

SIGURANŢA (SECURITATEA) ACTIVĂ a unui vehicul este generată de echipamentele care ajută la evitarea coliziunii (controlul tracţiunii, sistemul de iluminare şi oglinzi, sistemul de control al derapajului, ESP, asigurarea vizibilităţii, sistemele de display şi control, sistemul ABS, sistemele de ajustare a direcţiei funcţie de viteza de deplasare, suspensiile adaptive, sistemul de frânare, sistemul de monitorizare a roţilor şi presiunii din pneuri, echipamentele de curăţare a parbrizului, volan reglabil pe înălţime, sisteme de iluminare etc.).

Siguranţa (securitatea) activă poate fi definită ca totalitatea sistemelor şi subsistemelor ce permit evitarea accidentelor rutiere, regăsită în: elementele de legătură cu solul ale autovehiculului, vizibilitatea de drum, informarea conducătorului, accelerare, frânare, ţinută de drum etc.

Caroseria la rândul ei trebuie să aibă o serie de calităţi care privesc ergonomia postului de conducere. Ţinuta de drum, definită prin gradul de virare (subvirare, supravirare şi virare neutră), este

dependentă de caracteristicile şasiului, caroseriei şi pneurilor, iar îmbunătăţirea acesteia este asociată şi cu sistemele electronice de reglare. Există un număr mare de standarde ISO referitoare la ţinuta de drum, pentru regimuri uniforme şi/sau neuniforme de mişcare, unul dintre acestea fiind adoptat şi la noi – SR ISO 9816:1998.

Măsurile privind siguranţa deplasării presupun soluţii pentru organele şi subansamblele automobilului care influenţează ţinuta sa de drum şi stabilitatea pe traiectoria comandată de şofer, asigurate prin: • Fiabilitate ridicată a pieselor prin determinarea precisă a regimului de solicitare, îmbunătăţirea materialelor şi tehnologiei de fabricaţie, însoţită de introducerea pe automobil a unor dispozitive automate capabile să anuleze sau, cel puţin, să limiteze instantaneu efectele eventualelor avarii la organele vitale care sunt direcţia, frânele, pneurile (sistemele de direcţie, frânare şi de rulare); • Stabilitate de deplasare în toate condiţiile de drum şi manevrele posibile ale automobilului, prin: sistem de direcţie care să asigure un centru unic de viraj pentru toate roţile, indiferent de elasticitatea laterală a pneurilor; sisteme de frânare cu coeficient de frecare ridicat, independent de gradul de uzură al

garniturilor de frecare şi de temperatura lor, cu dublu circuit de comandă şi repartitor de efort de frânare funcţie de sarcina pe osie, în scopul de a avea în orice situaţie posibilitatea frânării unora dintre roţi fără depăşirea aderenţei în timpul frânării; suspensie care să garanteze aderenţa pneu-sol şi, prin amortizarea bună a şocurilor, să asigure un grad de confort corespunzător exigenţelor fiziologice a organismului uman, deci să conducă la un grad minim de oboseala în pilotarea automobilului.

Buna ţinută de drum în orice condiţii de deplasare (regim de demaraj, de frânare, de trecere peste obstacole) trebuie asigurată prin aderenţa maximă, ceea ce îndeamnă adoptarea unor soluţii ca tracţiune integrală, suspensie cu roţi independente la toate osiile, sistem de direcţie neinfluenţat de oscilaţiile suspensiei, sistem de frânare care să elimine riscul de patinare (dispozitive tip ASR şi ABS);

76. Siguranţa pasivă la nivelul autovehiculelor.

SIGURANŢA (SECURITATEA) PASIVĂ este definită prin capacitatea autovehiculului de a proteja ocupanţii unui automobil în cazul unor coliziuni cu alte automobile sau alte obstacole, precum şi în cazul răsturnărilor. De asemenea, automobilele nu trebuie să producă răniri ale pietonilor la producerea impactului cu aceştia. Pentru aceasta suprafeţele interioare ale automobilelor cu care vin în contact ocupanţii automobilului nu trebuie să prezinte proeminenţe ascuţite şi trebuie să amortizeze şocurile, un rol însemnat revenind volanului pentru protecţia conducătorului. Se folosesc mijloace de reţinere a ocupanţilor la producerea impactului, precum şi perne (saci) gonflabile care măresc suprafaţa de contact şi micşorează şocurile (airbag-uri, care se montează frontal, dar şi lateral).

Structura caroseriei şi barele de protecţie trebuie să fie astfel proiectate şi realizate încât partea centrală, celula în care se află ocupanţii automobilului, să rămână intactă, energia de impact fiind preluată de restul automobilului, care trebuie să prezinte deformaţii plastice mari pentru a diminua deceleraţia la producerea şocului. Toate aceste elemente fac obiectivul unor norme, cum sunt: STAS 6926/22-82, SR ISO 3208:1998, SR ISO 3560:1996, SR ISO 7862:1999, SR ISO 3984:1996, ISO 3784:1996, ISO/TR 10982:1998 etc.

SIGURANŢA PASIVĂ a unui vehicul este formată din structura vehiculului şi din echipamentele şi sistemele care asigură protecţia pasagerilor. Din această perspectivă elementele fundamentale ale structurii autovehiculului sunt: structura de absorbţie a energiei distructive la impact; suprafeţe maleabile la contactul cu pietonii; sistemul de închidere a capotei; structura uşii destinată amortizării impactului lateral; sistemul de integritate a carburantului; compartimentul de siguranţa al ocupanţilor.

Protecţia ocupanţilor are la bază: protecţia interioară pentru impact; volanul ajustabil; sistemul de protecţie a copiilor; sistemul de scaune; ancorajele ajustabile ale centurilor; centura de siguranţă, închizătoarele şi blocajele respective, limitatoare de presiune ale centurilor; dispozitive de protecţie a capului, toracelui, airbag-uri etc.

77. Soluţii de organizare a autovehiculelor (soluţia clasică, totul în faţă, totul în spate) –

avantaje, dezavantaje

a) Motor faţă, punte motoare spate (soluţie clasică)

a) motor faţă, punte motoare spate b) motor faţă, punte motoare faţă c) motor spate, punte motoare spate

Avantaje: - încărcări statice ale punţilor apropiate; - lungime destul de mare a părţii frontale pentru deformare şi deplasarea grupului motor în

partea inferioară a torpedoului la o coliziune frontală; - solicitare redusă a suporţilor motorului sub acţiunea momentului la ieşirea din S.V.; - accesibilitate uşoară la motor; - punte faţă simplă, cu posibilitatea aplicării de diverse variante constructive; - mecanism de comandă a S.V. simplu; - se poate utiliza un S.V. cu priză directă (randament ridicat); - utilizarea unui sistem de evacuare a gazelor de lungime mare, cu silenţiozitate bună şi

posibilitate de montare uşoară a convertorului catalitic; - încălzire eficace a habitaclului datorită traseului de lungime mică al aerului şi al apei. Dezavantaje: - la încărcare parţială a autoturismului, puntea motoare este relativ

descărcată, ceea ce reduce capacitatea de trecere pe drum de iarnă sau umed şi creşte pericolul patinării roţilor, mai ales la viraje strânse;

- regim de mişcare rectilinie mai puţin stabil decât în cazul roţilor din faţă motoare (automobilul este împins şi nu tras);

- la aplicarea frânei de motor sau a frânei de serviciu moderate, la deplasarea în viraj, autoturismul supravirează;

- necesitatea utilizării arborelui cardanic, ceea ce complică structura transmisiei şi reduce spaţiul din habitaclu;

- restricţii pentru portbagaje; - lungime mare a automobilului, masă proprie relativ mare şi cost ridicat. b) Motor faţă, punte motoare faţă (totul faţă)

Motor longitudinal, în faţa axei punţii din faţă, S.V. deasupra punţii

Motor transversal în faţa axei punţii din faţă, S.V. sub motor

Motor transversal în faţa axei punţii din faţă în continuare cu ambreiajul şi S.V., transmisia

principală dispusă alăturat

1 – motor, 2 – radiator, 3 – schimbător de viteze a) Motor longitudinal, în spatele axei punţii, S.V. în faţă; b) Motor longitudinal, în faţa axei punţii, S.V. în spate; c) Motor longitudinal, în faţa axei punţii, înclinat, S.V. în spate;

d) Motor longitudinal, deasupra axei punţii, S.V. lateral; e) Motor transversal, în faţa axei punţii, S.V. sub motor; f) Motor transversal, în faţa axei punţii, S.V. paralel cu motorul, în lateral; g) Motor transversal, în spatele axei punţii, înclinat către înainte, S.V. sub carter. Avantaje: - bună stabilitate a mişcării (automobilul este tras şi nu împins); - o bună capacitate de trecere pa timp de iarnă şi pe drum ud, chiar la încărcare parţială a

automobilului (sarcina pe roţile motoare este relativ mare); - stabilitate bună în viraj; - sensibilitate redusă la vânt lateral; - construcţie simplă a punţii din spate; - eliminarea transmisiei cardanice (transmisie mai simplă, eliminarea unei surse importante

de vibraţii şi confort mărit); - lungime redusă a fluxului de putere; - spaţiu mare al portbagajului şi zonă mare de deformare la impact din spate; - încălzire eficace a habitaclului datorită lungimii reduse a traseului apei; - sistem de evacuare a gazelor cu traseu lung, cu spaţiu suficient pentru amplasarea

convertizoarelor catalitice. Dezavantaje: - la încărcare totală a automobilului, capacitatea de trecere este redusă pe

drum umed, cu gheaţă şi la deplasarea în rampă; - lungimea motorului este limitată, - încărcare ridicată a sistemului de direcţie (datorită sarcinii mari pe puntea de direcţie),

necesitând servodirecţie; - dificultăţi la plasarea convenabilă a casetei de direcţie; - suspensia grupului motor-transmisie este supusă unui moment mare condiţionat de

raportul total de transmitere al transmisiei; - solicitări relativ mari ale suspensiei punţii din faţă; - arhitectura punţii faţă relativ complicată; - producerea unor solicitări de încovoiere a sistemului de evacuare a gazelor datorate de

mişcările grupului motor-transmisie în timpul demarării şi frânării; - raza minimă de virare este limitată de unghiul maxim de bracare a roţilor condiţionat de

unghiul articulaţiilor homocinetice sau cvasi-homocinetice; - uzare intensă a anvelopelor, roţile fiind în acelaşi timp de direcţie şi de tracţiune; - mecanism de comandă al S.V. complicat, a cărui funcţionare care poate fi influenţată de

mişcarea grupului motor-transmisie; - solicitarea puternică a mecanismelor de frânare la roţile din faţă. c) Motor spate, punte motoare spate (totul spate)

Avantaje: - capacitate mare de trecere, mai ales la urcarea rampelor; - posibilitatea realizării de acceleraţii mari la demaraj; - virare neutră la limita de stabilitate când motorul este amplasat în faţa axei punţii din

spate;

- lungime redusă a automobilului; - construcţie simplă a punţii din faţă; - traseu scurt al fluxului de putere de la motor la roţi; - solicitări reduse ale sistemului de direcţie; - lipsa transmisiei cardanice; - consolă mică la partea din faţă; - cost redus. Dezavantaje: - stabilitate modestă a mişcării rectilinii; - supravirare accentuată când motorul este amplasat în spatele axei punţii din spate; - sensibilitate la vânt lateral; - dificultate la virarea pe sol cu aderenţă scăzută din cauza sarcinii reduse pe puntea de

direcţie; - uzare intensă a pneurilor la puntea din spate; - suspensia grupului motor-transmisie este supusă unui moment mare condiţionat de

raportul total de transmitere al transmisiei; - traseu lung pentru comenzile motorului şi transmisiei; - traseu redus al sistemului de evacuare a gazelor; - izolare fonică a motorului dificilă; - traseu lung al sistemului de încălzire a habitaclului; - dificultăţi în amplasarea rezervorului de combustibil într-o zonă sigură; - portbagaj mic; - dificultăţi în realizarea modelului break.

78. Caracteristica de turaţie motorului

Caracteristica unui motor cu ardere internă este o reprezentare grafică a variaţiei unor mărimi sau indici de performanţă ai motorului (ca de exemplu puterea, momentul motor, consumul specific de combustibil etc.) în funcţie de un parametru de regim (turaţia, sarcina etc.) sau un parametru de reglaj (avansul la declanşarea scânteii, avansul la injecţie) considerat ca variabilă independentă.

Pentru studiul dinamicii tracţiunii autovehiculelor o importanţă deosebită o are caracteristica de turaţie care prezintă dependenţa puterii efective, momentului motor efectiv, consumului orar de combustibil şi a consumului specific efectiv de combustibil în funcţie de turaţie atunci când motorul funcţionează la diferite sarcini. Performanţele dinamice maxime se obţin atunci când motorul funcţionează la sarcină totală.

La motoarele cu aprindere prin scânteie (MAS) sarcina se reglează prin poziţia clapetei de acceleraţie, iar la motoarele cu aprindere prin comprimare (MAC), prin reglarea dozei de combustibil injectate în cilindru.

Ca regimuri de funcţionare de referinţă la motoarele cu ardere internă se definesc: Mersul încet în gol Regimul minim de turaţie la funcţionare stabilă Regimul de moment efectiv maxim Regimul economic (consum specific efectiv minim) Regimul de putere efectivă maximă Regimul de turaţie maximă la sarcină totală Regimul de mers în gol forţat

La motoarele cu aprindere prin comprimare, de obicei, creşterea puterii este limitată înaintea atingerii valorii maxime de către un dispozitiv special – regulatorul limitator de turaţie. Zona de funcţionare între turaţia de intrare în acţiune a regulatorului şi turaţia maximă reprezintă „ramura de regulator”; în această zonă, variaţia puterii efective şi momentului efectiv este foare abruptă într-un interval de turaţii relativ îngust, ceea ce asigură o bună stabilitate în funcţionare la variaţii mari ale rezistenţelor la înaintare.

Pe [kW] Pe [kW] Me [Nm] Me [Nm] ce [g/kW·h] ce [g/kW·h]

În lipsa datelor furnizate de constructor, se pot avea în vedere următoarele valori:

nmin 0,2 nP;

nmax (1,10 ÷ 1,25) nP la MAS;

nmax r (1,05 ÷ 1,12) nr la MAC.

Adaptabilitatea motorului de autovehicul la tracţiune reprezintă capacitatea acestuia de a învinge rezistenţe la înaintare cât mai mari prin posibilităţi proprii, mărind momentul motor la scăderea turaţiei datorată creşterii rezistenţelor exterioare.

Se defineşte coeficientul de adaptabilitate al motorului:

. (5.18) Elasticitatea motorului de autovehicul reprezintă capacitatea acestuia de a realiza, prin

domeniul său de turaţii în regim stabil de funcţionare, o gamă cât mai largă de viteze de deplasare fără a fi necesară modificarea raportului de transmitere al schimbătorului de viteze.

Se defineşte coeficientul de elasticitate al motorului:

. (5.19) Valori orientative pentru ca şi ce sunt date în tabelul următor:

Tip motor ca Ce MAS 1,10 ÷ 1,25 0,45 ÷ 0,65 MAC 1,05 ÷ 1,15 0,55 ÷ 0,75

Tot cu caracter informativ, se precizează domeniile pentru valorile reprezentative ale

turaţiilor.

Me max

Pe max

MP

ce min

nmin nM nec nP nmax

n [rot/min]

n [rot/min]nmin nM nec nmax rnr

Me max

Pe r

MAS MAC

Tip motor şi automobil MAS MAC

Parametrul Autoturism Autoturism

sport Autocamion, autobuz

Autoturism Autocamion, autobuz

nmin 700 ÷ 900 - 300 ÷ 600 700 ÷ 900 350 ÷ 700 nP 5000 ÷ 6000 6000 ÷ 7000 3500 ÷ 5000 4000 ÷ 5000 1800 ÷ 4000 nmax / nP 1,05 ÷ 1,15 1,10 ÷ 1,20 1,05 ÷ 1,10 1,10 1,10 nmax / nmin 5,7 - - 5,0 2,6

În cazul în care nu se dispune de caracteristica de turaţie la sarcină totală a unui motor

determinată experimental, se pot modela curbele sale utilizând polinoame de gradul III.

pentru n ≤ nmed şi (5.20)

pentru n > nmed (5.21) unde α, β, γ, respectiv α’, β’, γ’ sunt coeficienţi de formă adimensionali, iar

. (5.22) Având în vedere relaţia dintre moment, putere şi turaţie:

, P[kW], n[rot/min], (5.23) rezultă

pentru n ≤ nmed şi (5.24)

pentru n > nmed (5.25) Pentru zona turaţiilor joase se pun condiţiile:

P(nP) = Pe max, M(nM) = Me max şi (5.26) Folosind coeficienţii de adaptabilitate şi de elasticitate, definiţi de relaţiile (5.18) şi

(5.19), rezultă sistemul:

(5.27)

Cu soluţia:

, , (5.28)

Pentru domeniul turaţiilor mari, se pun condiţiile:

P(nP) = Pe max, M(nM) = Me max şi (5.29) Din care rezultă sistemul:

(5.30)

cu soluţia

, , (5.31)

În domeniul de funcţionare a regulatorului limitator de turaţie, se consideră că atât puterea efectivă cât şi momentul efectiv scad liniar de la valorile corespunzătoare momentului de intrare în funcţiune a regulatorului până la 0, la turaţia maximă de mers în gol.

Curba consumului specific de combustibil se poate modela cu ajutorul relaţiei:

, (5.32) În care valorile consumuljui specific efectiv de combustibil la regimul de putere maximă

se alege în funcţie de tipul motorului şi de tipul autovehiculului:

Tipul motorului

Tipul automobilului ceP, [g/kWh]

Autoturisme 280 ÷ 350 Autoturisme sport 310 ÷ 340

MAS Autocamioane, autobuze

300 ÷ 470

Autoturisme 220 ÷ 340 MAC Autocamioane,

autobuze -

79. Caracteristica de tracţiune.

În ecuaţia generală a mişcării rectilinii a autovehiculelor cu roţi forţa de tracţiune atunci

când este cuplată treapta k a schimbătorului de viteze, Ftk, este generată de momentul motor Me, a cărui mărime depinde de sarcina şi turaţia motorului:

, (5.33)

Unde isk este valoarea raportului de transmitere al schimbătorului de viteze în treapta k (k = 1, 2, … , Ntrepte);

i0 – raportul de transmitere al transmisiei principale;

t – randamentul transmisiei.

Pe de altă parte, viteza autovehiculului se poate exprima în funcţie de turaţia motorului şi rapoartele de transmisie isk şi i0:

, (5.34)

unde şi .

Ţinând seama că , Rezultă:

(5.35) Pentru studiul performanţelor maxime de tracţiune, trebuie analizată variaţia forţei de

tracţiune în funcţie de viteză, atunci când motorul funcţionează la sarcină totală, iar schimbătorul de viteze este cuplat succesiv în toate treptele – caracteristica de tracţiune. Deoarece, conform

(5.33), pentru o anumită treaptă a schimbătorului de viteze (isk), Ft este direct proporţională cu Me, alura curbei sale de variaţie este similară cu aceea a momentului motor.

Pentru toate treptele schimbătorului de viteze, se obţine o familie de curbe:

a) M.A.S. b) M.A.C.

Ecuaţiile (5.24) şi (5.25) se pot scrie concentrat sub forma:

(5.36) Ţinând seama de relaţia de definire a coeficientului de adaptabilitate al motorului (5.18)

şi de cea de definire a coeficientului de elasticitate al motorului (5.19), rezută:

, respectiv . (5.37)

Operând înlocuirile corespunzătoare, rezultă:

sau

isk

Ftk

[N]

V [km/h]

O

Me [Nm]

n [rot/min]

O

Relaţia(5.33)

Relaţia(5.35)

Sarcină maximă

Sarcină maximă

O

Ft [N]

V [km/h]

III

III

IV

Ra

RrulRp

Rd

Ft

[N]

V [km/h]

O

III

III

IV

Ra

Rrul

Rp

Rd Sarcină maximă

Sarcină maximă

sau

(5.38) Unde:

. (5.39) Turaţia motorului se poate exprima în funcţie de viteza autovehiculului din relaţia (5.35):

. (5.40) Valoarea maximă a forţei de tracţiune care se poate dezvolta într-o anumită treaptă a

schimbătorului de viteze se obţine introducând în realaţia (5.33) valoarea maximă a momentului efectiv:

. (5.41)

Exprimând pe Me în funcţie de Ftk din (5.33) şi pe Me max în funcţie de Ftk max din (5.41) şi înlocuind turaţia cu expresia (5.40), relaţia (5.38) devine:

(5.42) În care coeficienţii de formă sunt folosiţi după cum urmează:

1, β1, γ1 pentru V≤ Vmed k (5.43)

’1, β’1, γ’1 pentru V> Vmed k (5.44)

Unde (5.45)

Ftk, R [N]

V [km/h] O

Ra

Rrul

Rp

Rd

V0 Vk maxVxa

b

c

e

Rp

Rp + Rrul = Rψ

Rp + Rrul + Ra = ΣR

d

Ftk la sarcină maximă

Ftk la sarcină parţială

Indiferent de treapta SV, rezistenţele la înaintare cresc cu viteza, aşa după cum s-a arătat anterior (vezi figura). La o anumită valoare a vitezei, curba rezistenţelor intersectează curba forţei de tracţiune. Viteze mai mari nu pot fi dezvoltate deoarece nu se mai dispune de forţa necesară de tracţiune, deci aceasta este viteza maximă pe care autovehiculul o poate atinge în treapta respectivă - Vk max. Pentru trepte inferioare ale SV, la MAS-uri, forţele de tracţiune la roată sunt mari datorită amplificării momentului motor prin valorile ridicate ale raportului de transmitere, astfel încât punctul de intersecţie corespunzător sarcinii maxime s-ar afla la viteze atât de ridicate încât atingerea lui ar însemna o creştere periculoasă a turaţiei motorului, astfel încât în practică nu se ajunge la acest regim.

Pentru o anumită treaptă a schimbătorului de viteze, la o viteză de deplasare Vx, mai mică decât viteza maximă în treapta respectivă, se constată existenţa unei diferenţe între valoarea ΣR (ordonata punctului d din figură) şi valoarea forţei de tracţiune disponibile (ordonata punctului e din figură). Această diferenţă produce accelerarea autovehiculului, reprezentând valoarea rezistenţei la accelerare posibil a fi dezvoltată în respectivele condiţii de deplasare. Deplasarea uniformă cu viteza respectivă – Vx se realizează dacă motorul funcţionează la o sarcină parţială, în acest caz intersecţia curbei forţei de tracţiune cu curba ΣR având loc chiar la acea viteză, nemaiexistând rezervă pentru accelerare. Dacă se doreşte accelerarea autovehiculului, se apasă pedala de acceleraţie, adică se măreşte sarcina motorului şi se trece pe o curbă superioară a forţei de tracţiune.

Dacă, din diferite motive, rezistenţele la înaintare cresc substanţial, este posibil, mai ales

în treptele superioare al SV, să se realizeze o dublă intersecţie a curbelor forţei de tracţiune şi sumei rezistenţelor la înaintare.

Punctul A Dacă rezistenţa la înaintare creşte accidental, până în A’, ea va depăşi forţa de tracţiune,

ceea ce va produce o încetinire a deplasării autovehiculului cu . La scăderea vitezei, forţa de tracţiune va scădea şi ea, astfel încât autovehiculul îşi va reduce în continuare vireza până la calarea motorului (dacă nu se decuplează ambreiajul şi nu se trece într-o treaptă mai mică a SV).

Dacă rezistenţa la înaintare scade accidental, până în A’’, forţa motoare va deveni mai

mare, producând o accelerare a autovehiculului cu . Odată cu creşterea vitezei, va avea loc şi creşterea rapidă a forţei de tracţiune, ceea ce va mări şi mai mult viteza autovehiculului.

În ambele cazuri, în jurul punctului A funcţionarea grupului motopropulsor este instabilă, el nefiind capabil să se adapteze micilor schimbări ale bilanţului de tracţiune.

Punctul B

B

B’’

B’

Ftk , ΣR

[N]

Rp + Rrul + Ra = ΣRΣRmaxCr

A

A’

A’’ V

[km/h]

Ftk la sarcină maximă

Vinf VsupVcr

Zonă de funcţionarestabilă

Zonă de funcţionare

instabilă

ΣR’

ΣR’’ C

D

Dacă rezistenţa la înaintare creşte accidental, până în B’, ea va depăşi forţa de tracţiune,

ceea ce va produce o încetinire a deplasării autovehiculului cu . La scăderea vitezei, forţa de tracţiune va creşte ceea ce va readuce echilibrul cu forţele rezistente într-un nou punct, C.

Dacă rezistenţa la înaintare scade accidental, până în A’’, forţa motoare va deveni mai

mare, producând o accelerare a autovehiculului cu . Odată cu creşterea vitezei, va avea loc scăderea forţei de tracţiune până la egalarea forţei de rezistenţă în punctul D.

În jurul punctului B funcţionarea grupului motopropulsor este stabilă, el fiind capabil să se adapteze micilor schimbări ale bilanţului de tracţiune.

La creşterea rezistenţei la înaintare, punctele A şi B se apropie, la un moment dat ele confundându-se în Cr. În acest punct, curbele forţei de tracţiune şi de rezistenţă la înaintare sunt tangente. La viteze mai mari decât a acestui punct, funcţionarea grupului motopropulsor este stabilă, în timp ce la viteze mai mici ea devine instabilă. Viteza critică reprezintă viteza minimă de funcţionare în regim staţionar şi corespunde punctului Cr. Viteza critică este mai mică decât viteza pentru care forţa de tracţiune atinge valoarea maximă. Diferenţa dintre cele două viteze creşte în treptele superioare ale SV.

80. Caracteristica dinamică

Performanţele de tracţiune ale unui autovehicul depind nu numai de caracteristica de

tracţiune ci şi de greutatea sa şi de factorul aerodinamic (K = k ·A). Pentru a îngloba toate cele trei elemente de influenţă, este necesară utilizarea unui parametru special dedicat: factorul dinamic. Acesta reprezintă raportul dintre forţa de tracţiune din care se scade rezistenţa aerului şi greutatea autovehiculului:

. (5.46) Deoarece forţa de tracţiune este dependentă de viteză şi de treapta în care este cuplat SV,

rezultă că şi factorul dinamic depinde de aceiaşi factori. Caracteristica dinamică reprezintă funcţia care exprimă dependenţa factorului dinamic de

viteza autovehiculului pentru toate treptele SV atunci când motorul funcţionează la sarcină totală.

I

II

III

IV

V

Ft ,

ΣR

V

ΣRI

FtI ΣRII

FtIIIΣRIII

ΣRIV

FtIV

FtV

ΣRV

VkI

VkIII

VkIII VkIV VkV

VcrI VcrIIVcrII

VcrIV VcrV

FtII

Curba de variaţie a factorului dinamic pentru o treaptă a SV se poate construi considerând caracteristica de tracţiiune pentru acea treaptă.

Pentru toate treptele SV, se obţine:

Utilizarea caracteristicii dinamice la studiul mişcării autovehiculelor

Dacă în relaţia de definire a factorului dinamic se ţine seama de bilanţul de tracţiune (5.7), rezultă:

. (5.47) Sau, ţinând seama de coeficientul de rezistenţă (rezistenţa specifică) al drumului

= f · cos αp + sin αp:

. (5.48) Determinarea vitezei maxime

=

=

Ft k , Ra,

Ft k -Ra, D

a

b

c

d

Ft k

Ra

Ft k - Ra

V

ab = cd D

0

I

II

III IV

V

MAS

V

D I

II

III

IV

V

MAC

V

D

Pentru un drum dat şi o anumită treaptă a SV, viteza maximă se obţine atunci când

capacitatea de accelerare a autovehiculului a fost epuizată, deci atunci când , astfel încât, din relaţia (5.48) se obţine:

(5.49) Pentru o anumită viteză, Vx, din graficul caracteristicii dinamice se poate determina

valoarea coeficientului de rezistenţă al drumului care poate fi învins în trepta respectivă a SV. Determinarea rezistenţei specifice maxime Pentru o anumită treaptă a SV, valoarea maximă a rezistenţei specifice a drumului se

obţine, evident, la viteza la care factorul dinamic atinge valoarea maximă:

max k = Dmax k (5.50)

Viteza corespunzătoare îndeplinirii acestei condiţii este, după cum s-a arătat anterior, viteza critică.

Rezistenţa specifică maximă cea mai mare va fi învinsă în prima treaptă a SV. Determinarea pantei maxime Pentru înclinări ale drumului relativ mici, specifice drumurilor modernizate, se face

aproximarea sinα tg = p, deci factorul dinamic poate fi determinat în aceste cazuri cu

ajutorul relaţiei: . (5.51) Rezultă, pentru treapta k a SV, valoarea maximă a pantei: (5.52) Pentru determinarea pantei maxime ce poate fi urcată într-o treaptă a SV şi la o anumită

viteză, Vx se utilizează relaţia:

(5.53)

Dk ,

V

Dk

0 Vmax kVx

(Vx)

Dmax k

max k

Vcr k

(Vmax k)

Determinarea domeniului de aderenţă La roţile punţii motoare j reacţiunea tangenţială longitudinală trebuie să îndeplinească

condiţia de aderenţă:

Xj ≤ Φxj = x· Zj, j = 1, 2 (5.54)

unde Xj = Ftj – Rrul j – Xij . (5.55)

Deci Ftj – Rrul j – Xij ≤ x· Zj,

sau Ftj ≤ ( x + f)· Zj + Xij. (5.56)

Din relaţia de definire a factorului dinamic rezultă: Ftj = D· Ga + Ra. (5.57) Din ultimele două realţii rezultă condiţia de aderenţă pentru factorul dinamic:

. (5.58) Forţa datorată inerţiei roţilor şi pieselor cinematic legate de acestea, Xij, este

proporţională cu acceleraţia autovehiculului. La limita de aderenţă viteza devine practic constantă, deci componenta respectivă se poate neglija:

(5.59) Condiţia de aderenţă se poate scrie sub forma:

D ≤ D . (5.60)

Ecuaţia (5.59) este ecuaţia unei parabole descrescătoare în raport cu viteza.

Dk ,

V

Dk

0 Vmax kVx

Dmax k = max 

k

Vcr k

f(V)

p

f(Vcr k)

p max

k

p max

(Vx)

k

f(V

x)

În porţiunile din curbele factorului dinamic situate deasupra curbelor D (V) nu este

posibilă deplasarea autovehiculului cu valorile respective ale lui D deoarece se depăşeşte aderenţa roţilor motoare.

81. Ecuaţia generală de mişcare a unui autovehicul

Se consideră cazul general al unui autovehicul care se deplasează cu viteză variabilă pe

un drum rectiliniu, cu înclinarea p faţă de orizontala locului. Se consideră că puntea din spate

este motoare.

Ecuaţia de echilibru al forţelor pe direcţia de deplasare este:

Ft – Ga sin p – Rdt – Ra – Rrul1 - Rrul2 – Ri1 – Ri2 = 0, (5.1)

II

IIIIV

V

D,

D

I

D (φx

1) D (φx

2)

Rdt

a V

Cg

Ga sinαp

Ga cosαp

Z1

Z2Ga

αp

L

b

CaRa

Faz

Ft

Rrul1

Rrul2

ha hg

R i 2

R i 1

unde: Ri1 şi Ri2 reprezintă forţele rezistente generate de inerţia roţilor şi pieselor în mişcare de rotaţie cinematic legate de acestea;

Ft – forţa de tracţiune totală. Forţele Ri1 şi Ri2 reprezintă

, unde Mij este momentul dat de inerţia pieselor respective. Forţa de inerţie a masei în mişcare de translaţie este:

. (5.2)

Rezistenţa totală la rulare este: Rrul = Rrul1 + Rrul2. (5.3) Rezistenţa totală datorată pieselor în mişcare de rotaţie este: Ri1 + Ri2 = Rdr. (5.4) Rezistenţa la urcarea pantei este:

Rp = Ga sin p. (5.5)

Ecuaţia (5.1) devine: Ft = Rrul + Rp + Ra + (Rdt + Rdr). (5.6) Sau Ft = Rrul + Rp + Ra + Rd - bilanţul de tracţiune al autovehiculului. (5.7) ţinând seama de forma de calcul al rezistenţei la accelerare, relaţia (5.7) poate fi scrisă şi

sub forma:

(5.8)

Sau (5.9) Realţiile (5.8) şi (5.9) reprezintă ecuaţia generală a mişcării rectilinii a autovehi-culelor

cu roţi. În regim de tracţiune, când autovehiculul se deplasează accelerat sau cu viteză constantă,

condiţia de înaintare este

, (5.10) care, ţinând seama de (5.8), duce la inegalitatea

Ft ≥ (5.11) Însă forţa tangenţială la roţile motoare nu poate depăşi limita de aderenţă, astfel încât,

pentru tracţiunea la puntea spate

X2 ≤ x·Z2 = Φx. (5.12)

Dar , (5.13) iar . (5.14) Deci: , sau

(5.15)

În practică, f x, iar Xi2 x·Z2 = Φx. (5.16)

Astfel, condiţia de înaintare a autovehiculului este:

. (5.17) 82. Stabilitatea vehiculelor la deplasare rectilinie

Prin stabilitatea autovehiculului se defineste proprietatea acestuia de a ramâne în

permanenta în contact cu calea de rulare si de a urmari traiectoria impusa de conducatorul auto. Pierderea stabilitatii se produce la aparitia patinarii, alunecarii, deraparii sau rasturnarii autovehiculului.

Daca la aprecierea curenta a performantelor autovehiculelor si în special ale autoturismelor, printre termenii frecvent folositi, privind performantele motorului (puterea maxima,consumul orar sau consumul specific, etc.) sau ale întregului autovehicul (acceleratia, viteza maxima, timpul si spatiul de demarare, timpul si spatiul de frânare, organizarea si compunerea transmisiei, tipul frânelor, directiei si suspensiei, consumul de combustibil la 100 de km, dotarile si echipamentele folosite, etc.) arareori se regasesc si informatii sau aprecieri privind limitele de asigurare a stabilitatii, pe care autovehiculul este capabil sa le îndeplineasca în anumite regimuri de deplasare.

Apreciem ca sunt dificil de precizat astfel de performante si criterii limita, având în vedere diversitatea regimurilor de deplasare pe care un autovehicul le poate avea de-a lungul vietii sale. Data fiind însa importanta pastrarii stabilitatii autovehiculului în orice conditii de deplasare, pentru siguranta pasagerilor aflati în interior cât si pentru ceilalti participanti la trafic, pentru siguranta marfurilor transportate, tinând seama si de viteza de deplasare, astfel de criterii devin tot mai necesar a fi stabilite si precizate, înca din faza de conceptie si facute cunoscute oricarui cumparator de autovehicule, pentru ca cei interesati de produsele respective sa cunoasca modul lor de folosire, fara pierderea stabilitatii.

Este daunator si neeconomic ca un autovehicul sa nu corespunda din punct de vedere tehnic tot timpul, ca unele din partile sale componente sa nu atinga sau sa nu-si mentina parametrii de functionare prevazuti de catre fabricant, dar este extrem de periculos ca el sa-si piarda stabilitatea, indiferent de cauzele care ar genera acest fapt, deoarece, în astfel de situatii, se pierde si controlul autovehiculului respectiv, cu toate consecintele care decurg de aici.

Având în vedere multitudinea conditiilor de deplasare pe care un autovehicul le poate asigura, ca si multitudinea situatiilor întâlnite în practica conducerii rutiere, nu pot fi precizate mereu limtele de stabilitate sau comportamentul la limita al autovehiculului pentru toate aceste regimuri.Totusi anumite regimuri preponderent întâlnite pot fi analizate, putându-se determina conditiile limita la care se poate pierde stabilitatea autovehiculului. Astfel în cele ce urmeaza vor fi analizate conditiile de stabilitate ale autovehiculului la deplasarea rectilinie si în viraj. Stabilitatea longitudinala a autovehiculului

Pierderea stabilitatii longitudinale a autovehiculului apare la urcarea rampelor sau coborârea pantelor mari, în timpul demarajului sau frânarii, prin patinare sau alunecare longitudinala sau prin rasturnare.

Pentru analiza posibilitatilor de pierdere a stabilitatii longitudinale a autovehiculului cu puntea motoare în spate, aflat în regim de miscare accelerata pe o rampa de unghi α, în figura 1 se prezinta un model mecanic echivalent al automobilului, determinat prin izolarea acestuia fata de cale si mediu, pe baza caruia, in conditii statice de echilibru se pot scrie urmatoarele ecuatii:

Fig.1. Studiul stabilitatii la urcarea rampelor

(9.1)

(9.2) unde:

- X1+X2=Fr-Rr este rezultanta fortelor de tractiune, Fr- forta la roata; Rr- rezistenta la rularea rotilor, Ga - greutatea totala a autovehiculului, Rd, Ra - rezistentele la demarare;

- Z1 si Z2 reprezinta reactiunile verticale la puntea fata, respectiv, spate. Pierderea stabilitatii autovehiculului prin rasturnare apare prin tendinta de rotire a autovehiculului în jurul unei axe care uneste centrele rotilor spate cu calea si se poate produce atunci când suma momentelor de rasturnare depaseste suma momentelor stabilizatoare, scrise în raport cu centrul de greutate adica:

(9.3)

Deoarece în momentul rasturnarii Z1 =0 si si tinând seama ca forta la

roata este: , rezulta inegalitatea:

(9.4) sau:

(9.5) Ţinând seama ca rasturnarea se poate produce pe rampe mari, când vitezele sunt reduse si

constante iar rezistenta aerului Ra este foarte mica, la limita neglijabila în rapot cu celelalte forte, se obtine:

(9.6) Din care conditia de rasturnare a autovehiculului în jurul axei rotilor din spate se obtine

sub forma:

(9.7) Pierderea stabilitatii autovehiculului la urcarea unei rampe, prin patinarea rotilor

motoare, se poate produce atunci când forta de tractiune depaseste forta de aderenta, adica:

(9.8) unde:- Z2 este reactiunea verticala a caii de rulare la puntea motoare spate.

Cunoscând valorea reactiunii Z2, în conditiile în care Ra~0, Rd=0, Rr~0, din relatia 9.8 rezulta:

(9.9) Echivalenta cu relatia:

(9.10) în care αp este unghiul rampei la care apare patinarea rotilor motoare spate. Deoarece din punct de vedere al consecintelor pierderea stabilitatii prin patinare este mai putin periculasa decât pierderea stabilitatii prin rasturnere, constructiv se pune conditia ca patinarea sa se produca înaintea aparitiei rasturnarii, respectiv tg αp ≤ tg r , pentru care din relatiile 9.7. si 9.10. se obtine:

≤ (9.11) sau

φ ≤ (9.12) În cazul tractiunii pe puntea din fata, punând conditia ca patinarea sa apara înintea

rasturnarii si tinând seama de inegalitatea 9.7. se poate scrie relatia:

≤ (9.13) care devine:

L ≥ 0 (9.14) Inecuatia este permanent respectata, ceea ce arata ca în cazul tractiunii pe puntea din fata

a autovehiculului rasturnarea acestuia în jurul axei puntii spate nu este posibila, deoarece la orice valoare a coeficientului de aderenta φ, patinarea rotilor motoare fata apare înainte de a se ajunge la conditia de rasturnare.

În cazul tractiunii integrale , tinând seama de inegalitatea 9.7. se poate scrie relatia:

(9.15.) Cunoscând ca, în general, b > hg , raportul acestor marimi este supraunitar si, în

consecinta, este mai mare decât valoarea uzuala a coeficientului de aderenta φ. Aceasta înseamna ca rasturnarea este foarte putin probabila, deoarece este precedata de patinare sau alunecare longitudinala. În tabelul 1 sunt prezentate valori orientative pentru valorile limita ale unghiurilor de patinare αp, respectiv de rasturnare, αr, pentru diferite autoturisme românesti, calculate pentru o valoare medie a coeficientului de aderenta φ = 0,8.

Tabelul 1 Valori ale unghiurilor de stabilitate longitudinala pentru rasturnare si pentru alunecare

Nr. crt

Denumire autoturism

Ga daN

G1 daN

G2 daN

a mm

b mm

L mm

hg mm

αr [0]

αp [0]

1 Dacia 1300 break

1330 650 680 1248 1193 2441 610 63 18

2 Dacia 1304 4x2

2230 720 1510 1811 864 2675 571 57 13

3 Dacia 1304 4x4

2120 628 1492 1811 864 2675 576 58 33

4 Dacia 1307 4x4

2100 690 1410 1876 919 2795 570 58 33

5 Aro 244 motor Peugeot

2450 970 1480 1429 921 2350 817 48 34

6 Aro 244 motor L-27

2450 1005 1445 1386 964 2350 830 49 33

7 Aro 10.4 motor 102-22

1825 790 1035 1361 1039 2400 610 60 29

Dacia 8 Aro 10.4

motor Renault mas

1825 820 1005 1347 1053 2400 617 60 29

9 Aro 10.4 motor Renault mac

1825 840 985 1295 1105 2400 595 62 28

83. Stabilitatea vehiculelor la deplasarea în viraj

Ca si in cazul stabilitatii longitudinale, pierderea stabilitatii transversale se poate

manifesta prin rasturnare în jurul unei axe care uneste centrele de contact ale rotilor exterioare virajului cu calea sau prin alunecare dupa directia radiala a curbei.

Pentru determinarea conditiilor de stabilitate transversala în figura 2 se prezinta un model mecanic echivalent al automobilului, determinat prin izolarea acestuia fata de cale si mediu, pe baza caruia se va exprima conditia de echilibru static, scriind ecuatia de momente, fata de dreapta ce uneste punctele de contact cu calea, ale rotilor din dreapta, fig. 2:

Rasturnarea automobilului poate aparea atunci când suma momentelor de rasturnare, fata de dreapta care uneste punctele de contact ale rotilor cu calea de rulare, de pe partea dreapta, este mai mare decât suma momentelor de stabilitate, în raport cu aceeasi dreapta.

Fig. 2 Schema automobilului în viraj

(9.16)

unde: este forta centrifga; V- viteza autovehiculului [m/s]; R- raza de virare a autovehiculului [m] Zs – suma reactiunilor normale la rotile de pe partea stânga a autovehiculului β - unghiul de inclinare transversala a drumului; B- ecartamentul autovehiculului. Daca se tine seama ca la aparitia rasturnarii Zs=0, din relatia 9.16. se poate calcula tangenta unghiului la care poate aparea rasturnarea:

tg β = (9.17) Înlocuind expresia fortei centrifuge, data de relatia 9.17, în relatia 9.16, se obtine:

tg βr = (9.18) Din relatia 9.18 se poate obtine valoarea vitezei limita de rasturnare Vr a unui autovehicul, care se deplaseaza în viraj, având raza curbei R:

vr = [m/s] (9.19) Din relatia 9.19 se observa ca prin marirea unghiului β, de înclinare transversala a

drumului, se obtine cresterea vitezei limita de rasturnare, iar la valoarea tg β = , viteza autovehiculului poate sa devina oricât de mare fara ca sa se mai produca rasturnarea (Vr = ∞). Cu cât vitezele de deplasare ale autovehiculului sunt mai mari cu atât mai mult trebuie inclinate caile de rulare în viraje. Daca autovehiculul se deplaseaza în viraj, pe o cale de rulare fara suprainaltare transversala (β =0), viteza limita de rasturnarea este:

vr = [m/s] (9.20) La deplasarea în viraj autovehiculul îsi poate pierde stabilitatea si prin derapare spre exteriorul curbei, de-a lungul razei de curbura a drumului. Deraparea autovehiculului apare daca este îndeplinita conditia:

(9.21) unde Ys si Yd sunt fortele laterale de ghidare (reactiuni transversale).

Valoarea maxima a sumei reactiunilor transversale este limitata de forta de aderenta transversala:

(9.22) Înlocuind în relatia 9.22 se obtine:

(9.23) Din inegalitatea 9.23 rezulta valoarea limita a unghiului de înclinare transversala a drumului, la care apare deraparea laterala a autovehiculului:

tg βp = (9.24)

Daca se înlocuieste expresia fortei centrifuge , se obtine:

tg βp = (9.25) Din relatia 9.25 se poate determina valoarea vitezei limita de deplasare a autovehiculului în viraj, pe drum înclinat cu unghiul β, la care poate aparea deraparea laterala:

vd = (9.26) La intrarea în viraj, pe drum fara supraînaltare transversala, (β = 0), viteza limita de deplasare la care apare deraparea va fi:

vd = [m/s] (9.27) În calculele efectuate nu s-a tinut seama ca în suprafata de contact a rotilor cu calea de

rulare mai actioneaza si forte tangentiale, de tractiune sau de frânare, care determina ca, atât patinarea cât si rasturnarea, sa apara mai repede decât o arata, prin calcul, relatiile anterior determinate.

Având în vedere faptul ca rasturnarea transversala, ca, de altfel, orice tip de rasturnare, este mai periculoasa decât deraparea laterala, se recomanda ca viteza limita de derapare Vr sa fie mai mica decât viteza limita de rasturnare Vd, adica este de preferat ca deraparea laterala a autovehiculului sa apara înaintea rasturnarii:

< (9.28) echivalenta cu relatia:

φ < (9.29) Relatia 9.29 este, în general, îndeplinita la cele mai multe autovehicule, putând, uneori,

exista si exceptii de la regula, cum este cazul autobuzelor supraetajate. Din relatia 9.19, pentru un autovehicul cunoscut, se pot determina valorile unghiului βr

de înclinare transversala a drumului, la care poate aparea rasturnarea autovehiculului în viraj, în functie de viteza sa de deplasare.

Procedând îm mod similar, din relatia 9.25 se pot determina valorile unghiului βp de înclinare transversala a drumului, la care poate aparea deraparea laterala a autovehiculului, cunoscând viteza sa de deplasare în viraj si marimea razei de curbura a drumului.

Din relatia 9.26, se pot determina valorile vitezei limita Vp, la care poate aparea deraparea laterala a autovehiculului, pastrând raza curbei R constanta si cunoscând valorile unghiului βp.

În tabelul 2. sunt prezentate valori orientative pentru viteza de patinare laterala în viraj Vp si pentru viteza de rasturnare Vr pentru diferite autoturisme românesti, calculate pentru o valoare medie a coeficientului de aderenta φ = 0,8 si raza curbei R=50 m.

Tabelul 2. Valori ale vitezelor de stabilitate transversala pentru rasturnare si pentru derapare

laterala Nr. crt

Denumire autoturism

Go daN

G1 daN

G2 daN

B mm

hg mm

φ R m

β [0]

Vp km/h

Vr km/h

1 Dacia 1310 Break

1330 650 680 1312 610 0,8 50 17 97 115

2 Dacia 1304 4x2 1080 600 480 1312 571 0,8 50 17 97 121 3 Dacia 1304 cu

obloane 1115 595 620 1312 576 0,8 50 17 97 107

4 Dacia 1410 berlina

920 535 385 1312 570 0,8 50 17 97 107

5 Aro 240 motorL-27D

1550 800 750 1445 817 0,8 50 17 97 103

6 Aro 244 motorL-27D

1660 820 840 1445 830 0,8 50 17 97 101

Nr. crt

Denumire autoturism

Go daN

G1 daN

G2 daN

B mm

hg mm

φ R m

β [0]

Vp km/h

Vr km/h

7 Aro 10.4 motor102-02 Dacia

1180 630 550 1304 610 0,8 50 17 97 114

8 Aro 10.0 motor Renault mas

1120 600 520 1304 617 0,8 50 17 97 114

9 Aro 10.4 motor Renault mac

1180 630 550 1304 595 0,8 50 17 97 117

Pentru autovehiculul proiectat trebuie determinate limitele de pierdere a stabilitatii longitudinale si laterale, cunoscând dimensiunile principale si viteza de deplasare ale acestuia, ca si caracteristicile caii de rulare .

84. Maniabilitatea autovehiculelor

Maniabilitatea autovehiculelor reprezinta proprietatea acestora de a mentine directia de

mers rectiliniu si de a urma traiectoria imprimata la virare. Pentru a comanda miscarile dorite pentru autovehicul conducatorul acestuia actioneaza

asupra sistemului de directie, asupra sistemului de propulsie si asupra sistemului de frânare, prin comenzi specifice. Maniabilitatea împreuna cu stabilitatea au mare importanta pentru securitatea circulatiei rutiere a autovehiculului, ele depinzând de caracteristicile sale constructive, de caracteristicile caii de rulare precum si de regimul de deplasare. Maniabilitatea în viraj

Virajul unui autovehicul este considerat corect daca rotile directoare ruleaza fara alunecari laterale. Pentru aceasta este necesar ca toate rotile automobilului sa descrie cercuri concentrice în jurul unui singur punct, numit centru efectiv de viraj (punctul O din fig. 3). În cazul automobilelor cu 4 roti centrul efectiv de virare este situat la intersectia dintre axa puntii spate si axele rotilor directoare. Pentru aceasta trebuie ca roata de directie interioara virajului sa fie rotita cu un unghi de bracare mai mare decât unghiul de rotire a rotii exterioare virajului (θ1>θ2). Conditia de virare corecta, adica de înscriere în viraj a autovehiculului fara ca rotile de directie sa derapeze lateral, se obtine când toate punctele autovehiculului descriu cercuri concentrice in O, (fig.9.5), respectiv din triunghiurilor OAD si OBC, pot fi determinate urmatoarele relatii:

si (9.31.) Facând diferenta celor doua egalitati se obtine expresia:

(9.32.) în care L reprezinta ampatamentul autovehiculului si b distanta dintre pivotii rotilor directoare.

Fig.3. Schema virarii corecte a autovehiculului cu roti rigide

Dintre parametrii geometrici ai virajului prezinta interes razele minime de virare,

obtinute atunci când se efectueaza virajul cu unghiurile maxime de bracare. Din triunghiurile OAD si OBC, fig.9.5 se pot scrie relatiile :

- pentru raza exterioara de virare:

; (9.33.) - pentru raza interiara de virare:

(9.33.) Din cele prezentate privind stabilitatea si maniabilitatea autovehiculului nu s-a tinut

seama de elasticitatea transversala a pneurilor, care influenteaza traiectoria reala, deoarece, prin deformarea laterala a pneului, poate apare o abatere de la directia initiala de deplasare.

Daca asupra autovehiculului actioneaza o forta de deviere laterala Fy determinata de forta centrifuga, de vântul lateral, sau de înclinarea transversala a caii de rulare, datorita elasticitatii laterale a pneului roata deviaza de la directia initiala de deplasare cu un unghi δ, care este denumit unghi de deviere laterala sau unghi de deriva. Marimea acestui unghi depinde de marimea fortelor care actioneaza asupra rotii de directie, de constructia pneului, de marimea presiunii interioare a aerului din pneu. Valorile maxime ale unghiului de deriva se afla în intervalul δ = 12 - 180, dupa care poate aparea deraparea autovehiculului.

Componenta Fiy a fortei centrifuge, la deplasarea în viraj, determina aparitia unghiurilor de deriva δ1 la rotile puntii fata, respectiv δ2 la rotile puntii spate, care influenteaza traiectoria miscarii în raport cu traiectoria comandata de conducatorul autovehiculului. Ca urmare a elasticitatii laterale a pneurilor centrul instantaneu de virare se deplaseaza din punctul O în punctul Oδ, aflat la intersectia perpendicularelor pe vectorii vitezelor rotilor fata, Va1 si din spate, Va2.

Distanta dintre centrul instantaneu de virare si axa longitudinala de simetrie a autovehiculului se numeste raza de virare si se noteaza cu Rδ.

Daca δ1 = δ2 raza de viraj a autovehiculului este aceeasi ca si în cazul în care acesta ar avea roti rigide (R = Rδ).În acest caz se spune ca autovehiculul are virare normala sau neutra.

Daca δ1 > δ2 razele de viraj nu mai sunt egale (Rδ > R) iar autovehiculul are capacitatea de viraj insuficienta sau este subvirator. În acest caz, la deplasarea autovehiculului în viraj, pe curba de raza R, rotirea volanului trebuie sa se faca cu un unghi mai mare decât se face la virarea neutra.

Daca δ1 < δ2 razele de viraj nu mai sunt egale (Rδ < R) iar autovehiculul are capacitatea de viraj excesiva sau este supravirator, deoarece pentru deplasarea pe curba de raza R, volanul trebuie rotit la un unghi mai mic decât în cazul virarii neutre. La deplasarea rectilinie a autovehiculului, când rotile de directie nu sunt bracate si sunt paralele cu directia de înaintare, la aparitia unor forte de deviere laterala, apare tendinta ca autovehiculul sa devieze de la directia rectilinie si sa înceapa sa vireze, fara comanda primita de la conducator. În acest caz conducatorul trebuie sa intervina si sa roteasca de volan, într-un sens sau altul, pâna la aducerea autovehiculului pe directia dorita de deplasare.

85. Stabilitatea roţilor de direcţie (unghiurile pivoţilor şi fuzetelor)

Prin stabilitatea roţilor de direcţie se defineşte proprietatea acestora de a-şi păstra direcţia

rectilinie de deplasare sau de a reveni la această poziţie, după efectuarea schimbărilor de direcţie, fără intervenţia conducătorului automobilului. Nerespectarea acestor caracteristici conduce la creşterea efortului de conducere şi la micşorarea siguranţei în deplasare.

Pentru asigurarea stabilităţii roţilor directoare pivoţii şi fuzetele lor se montează cu anumite înclinări faţă de verticală şi orizontală.

Constructiv pivoţii se montează cu următoarele două unghiuri: l -unghiul de înclinare longitudinală a pivotului sau unghiul de fugă; 2.-unghiul de înclinare transversală a pivotului sau unghiul de stabilitate. Constructiv fuzetele se montează cu următoarele două unghiuri: l.-unghiul de cădere sau unghiul de înclinare a roţii în plan transversal, 2.-unghiul de convergenţă sau unghiul de înclinare a roţii în plan orizontal.

Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului β

Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului β sau unghiul de fugă este unghiul format de axa pivotului P cu verticala, măsurat în planul longitudinal al automobilului, în aşa fel încât prelungirea axei pivotului să întâlnească calea de rulare în punctul B, situat înaintea punctului A. Mărimea unghiului de înclinare longitudinală a pivotului poate fi exprimată şi prin mărimea segmentului sin ra .

Unghiul de fugă Dacă un automobil se deplasează în viraj, în centrul său de greutate cg acţionează forţa

centrifugă Fc echilibrată de reacţiunile laterale Y1 şi Y2, care acţionează în suprafaţa de contact a roţilor cu calea de rulare. Datorită înclinării longitudinale a pivotului reacţiunea punţii faţă Y1, cu componentele sale Y1S şi Y1d la roţile din stânga şi din dreapta, creează un moment stabilizator Ms, care tinde să readucă roţile directoare la direcţia de mers rectiliniu, moment dat de relaţia:

tgrYYaYYM dsdss

Existenţa unghiului de fugă face ca roţile de direcţie să aibă tendinţa să revină singure la

direcţia de mers rectiliniu, fără efort deosebit din partea conducătorului automobilului. Efectul de revenire a roţilor de direcţie la direcţia de mers rectiliniu este cu atât mai pronunţat cu cât valoarea acestui unghi este mai mare.

Momentul de stabilizare generat de unghiul de fugă

Dar cu cât unghiul de fugă este mai mare cu atât va fi mai mare efortul depus de conducătorul automobilului pentru a vira roţile de direcţie, acestea opunându-se scoaterii lor din poziţia de mers rectiliniu. Din aceste motive unghiul de fugă are valori reduse (l°-7°), dar această tendinţă este, într-o oarecare măsură, compensată prin elasticitatea mărită a pneurilor, la care centrul geometric al suprafeţei de contact roată-drum, în care acţionează reacţiunea laterală Y, este în urma punctului în care axa pivotului intersectează calea de rulare.

Unghiul de înclinare transversală a pivotulni-δ

Unghiul de înclinare transversală a pivotului-δ este unghiul format de axa pivotului cu verticala, măsurat în planul transversal al automobilului.

Unghiul δ determină o micşorare a distanţei b dintre centrul suprafeţei de contact dintre pneu şi calea de rulare şi punctul în care axa pivotului intersectează calea. Prin aceasta se micşorează efortul depus de conducătorul automobilului pentru virarea roţilor directoare, efortul fiind cu atât mai mic cu cât unghiul de înclinare transversală a pivotului este mai mare.

În acelaşi timp, datorită rotirii roţilor directoare în jurul axei pivoţilor, ale căror axe sunt înclinate cu unghiul δ în raport cu verticala, roţile tind să se deplaseze în jos, cu mărimea h, (în figură s-a reprezentat roata rotită cu 180°). În realitate, la deplasarea automobilului pe căi de rulare nedeformabile, la virarea roţilor directoare se produce o ridicare a părţii din faţă, cu atât mai mare cu cât unghiul δ este mai mare.

Unghiul de înclinare transversală a pivotului-δ Datorită montării înclinate a pivoţilor cu unghiul δ, sub influenţa greutăţii care revine roţilor de

direcţie, acestea vor avea tendinţa de a reveni la direcţia de mers rectiliniu, cu atât mai intens cu cât unghiul δ este mai mare. Din acest motiv momentul stabilizator imprimat roţilor directoare de către unghiul δ poartă denumirea de moment stabilizator de greutate. Faţă de efectul stabilizator al unghiului de fugă, care depinde de viteza de deplasare a automobilului, efectul stabilizator dat de unghiul δ nu depinde de viteză. Valorile uzuale ale unghiului de înclinare transversală a pivotului sunt cuprinse în intervalul 3°-9°.

Efectul de ridicare a punţii directoare datorat unghiului δ

Unghiul de cădere-α

Unghiul de cădere-a sau unghiul de carosaj este unghiul format de axa fuzetei F a roţii directoare cu orizontala, măsurat în planul transversal al automobilului. El mai poate fi definit ca fiind unghiul format de planul median al roţii cu un plan paralel cu planul longitudinal al automobilului măsurat în plan vertical.

Existenţa acestui unghi împiedică ieşirea roţii directoare de pe fuzetă, prin apariţia unei forţe axiale Fa de împingere (de fapt componenta reacţiunii verticale Zr), care este preluată de lagărele roţii.

Ca şi unghiul δ şi unghiul de cădere α contribuie la micşorarea braţului b de rulare a roţii directoare, cu aceleaşi efecte asupra actului de conducere al automobilului.

Ca efect negativ unghiul de cădere favorizează tendinţa roţilor directoare de a rula spre exteriorul automobilului, pe arce de cerc a căror rază este egală cu lungimea generatoarei conului teoretic având ca bază roata directoare.

Valorile uzuale ale unghiului de cădere sunt cuprinse în intervalul 0°30'-l°30'. Mărimea unghiului de cădere se corelează cu mărimea unghiului de convergenţă, astfel încât la rularea rectilinie roţile directoare să fie paralele.

Unghiul de cădere α

Conul format de roata directoare datorită unghiului de cădere UnghiuI de convergenţă- γ

Unghiul de convergenţă este unghiul format de axa fuzetei cu axa punţii directoare sau este unghiul format de planul median al roţii cu planul longitudinal al automobilului, măsurat în plan orizontal.

Mărimea unghiului de convergenţă se exprimă, în general, ca diferenţa de cote B-A, măsurate în plan orizontal, între jenţi, în faţa şi în spatele punţii faţă.

Unghiul de convergenţă este necesar pentru a compensa tendinţa de deschidere a roţilor directoare, pentru ca la mersul rectiliniu roţile directoare să fie paralele.

La automobilele la care puntea directoare este şi punte motoare unghiul de convergenţă are valori negative (roţi divergente), deoarece forţa la roată, Fr creează, în raport cu axa pivotului, un moment de închidere Mj= Fr·b, care tinde să închidă roţile de direcţie pe sensul de înaintare a automobilului.

Va

Unghiul de convergenţă

La automobilele la care puntea directoare este punte nemotoare unghiul de convergenţă este

influenţat de acţiunea rezistenţei la rulare Rr, care favorizează apariţia unui moment de deschidere a roţilor directoare, Md=Rr·b.

Valorile medii ale unghiului de convergenţă sunt cuprinse în limitele γ= 0°10'--0°30'. Valori ridicate ale unghiului de convergenţă conduc la uzura exagerată, pe banda exterioară,

a pneurilor şi la creşterea consumului de combustibil al automobilului, prin creşterea rezistenţei la înaintare. Roţile directoare „ foarte convergente” (foarte închise) sau roţile directoare „foarte divergente” (foarte deschise) lucrează ca şi cum conducătorul automobilului ar acţiona permanent o forţă de apăsare redusă, pe pedala de frână.

În afara alegerii corespunzătoare a valorilor optime ale unghiurilor de montaj ale pivoţilor şi fuzetelor roţilor de direcţie un rol foarte important la folosirea automobilului de către beneficiarii săi îl au condiţiile constructive prevăzute, de reglare şi menţinere a acestor unghiuri în limitele normale. Dacă pentru constructorul de automobile este primordial să asigure valorile cele mai potrivite pentru unghiurile pivoţilor şi ale fuzetelor, pentru „beneficiarul automobilului mai este important să aibă şi posibilitatea aducerii acestor unghiuri în limitele indicate de către constructorul de automobile, în cazurile în care este nevoie de acest lucru.

Acţiunea forţei la roată asupra unghiului de convergenţă Din acest compromis au rezultat diverse variante întâlnite în practică, în sensul că este de

dorit ca unghiurile să poată fi reglate cu cât mai puţine modificări constructive, costisitoare la producţia de serie. Singurul unghi reglabil la toate automobilele este unghiul de convergenţă (reglarea se face din capetele de cremalieră sau din bieletele de direcţie cu lungime variabilă la autoturisme, sau din capetele de bară la autocamioane şi autobuze). Sunt numeroase modele de

autoturisme la care se mai poate regla unghiul de fugă şi, mai rar, unghiul de cădere sau unghiul de înclinare transversală a pivotului. De cele mai multe ori ultimele două unghiuri sunt constructive, nereglabile.

86. Starea termică şi jocul pistonului

Pistonul se încălzeşte în contact cu gazele calde şi se deformează ca urmare a dilatărilor

termice. Repartiţia temperaturii pe piston este influenţată de următorii factori: procesul de lucru (m.a.s. sau m.a.c.); numărul de timpi (2 sau 4); procedeul de ardere (camera unitară sau divizată); sistemul de răcire (cu aer sau lichid); materialul pistonului; sarcina motorului.

Se constată următoarele: temperaturile cele mai mari se obţin în toate cazurile pe faţa pistonului în contact cu gazele

de ardere; gradientul maxim de temperatură se obţine în direcţia axei pistonului, în vecinătatea

centrului pistonului (~ 10 0C/cm faţă de 48 0C/cm realizat în chiulasă şi 18 0C/cm pentru cămaşa cilindrului). El creşte cu sarcina motorului;

temperaturile scad în direcţia radială şi în direcţia axială în lungul mantalei; temperaturile cresc în toate punctele pistonului odată cu sarcina motorului; temperaturile capului pistonului sunt mai mari în cazul m.a.c. în comparaţie cu m.a.s.,

valorile maxime obţinându-se în cazul m.a.c. cu antecameră la care jetul de gaze izbeşte în capul pistonului, în timp ce la motoarele cu camere nedivizate se obţin temperaturi mai scăzute;

temperaturile sunt mai mari în cazul motoarelor răcite cu aer în comparaţie cu cele răcite cu apa;

temperaturile sunt mai mari în cazul pistoanelor din fontă în comparaţie cu aliajele de aluminiu, datorită conductivităţii termice mai bune a acestora din urmă. În figura 4.5 se prezintă repartiţia fluxului de căldură în piston, din care se constată că cea

mai mare parte din căldura primită se evacuează prin R.P.S. (60…75 %). Prin manta se evacuează 20…30%, iar restul se transmite aerului şi uleiului care ajung în contact cu faţa interioară a capului, cu excepţia unei fracţiuni mici (2…3%) care se evacuează prin bolţ şi bielă.

2-3%

5-15%

60-75%

20-30%

Fig. 4.5. Fig. 4.6.

Urmărind fluxul de căldură prin piston (figura 4.6), se constată că toate traiectoriile îşi au

originea pe faţa pistonului în contact cu gazele şi că majoritatea lor trec prin flancul inferior al locaşelor segmenţilor, spre segmenţi şi apoi prin suprafaţa laterală a acestora la cămaşa

cilindrului. Numai o mică parte din căldură ajunge la segmenţi prin feţele lor superioare. Cea mai mare parte se transmite la cămaşa cilindrului prin segmentul numărul 1 (segmentul de foc), care este cel mai solicitat termic.

Repartizarea neuniformă a temperaturilor pe piston şi faptul că materialul mai rece de pe conturul capului şi din manta se opune dilatării celui din partea centrală sunt cauzele tensiunilor termice de compresiune din partea centrală a capului şi de întindere pe conturul acestuia. În cazul în care temperaturile capului depăşesc valorile la care apare fenomenul de fluaj, în timpul funcţionării motorului se produc deformaţii sub forma unor ondulări ale capului în zona centrală. La răcirea pistonului, materialul din această zonă va fi supus unor eforturi de întindere, care pot conduce la apariţia unor fisuri. Cu timpul, fisurile se adâncesc şi pot străpunge capul.

Dilatarea pistonului în direcţie radială este inegală deoarece temperaturile şi materialul sunt distribuite neuniform. În figura 4.7 se prezintă deformarea pistonului în urma încălzirii. Deformaţia capului şi R.P.S. conduce la o formă tronconică (a), motiv pentru care jocurile la rece în zona capului vor fi mai mari. Concentrările de material din dreptul umerilor conduc la o dilatare inegală, astfel că pistonul ia o formă eliptică, cu axa mare pe direcţia axei bolţului (b). De aceea pistonul are jocurile la rece în dreptul umerilor mai mari după direcţia axei bolţului.

a) b)

Fig. 4.7.

87. Distribuţia presiunii pe conturul segmenţilor

Din punct de vedere a repartiţiei presiunii pe contur, segmenţii se împart în două categorii:

segmenţi cu presiune constantă pe contur (rotunzi sau termofixaţi); segmenţi cu presiune variabilă pe contur (ovali).

Segmenţii termofixaţi se obţin astfel: semifabricatul, de formă cilindrică, obţinut prin turnare, se prelucrează la diametrul exterior (D) şi se taie rostul. Se deschid capetele, cu un dispozitiv (figura 6.8. a), pentru a obţine forma în stare liberă. Tensiunile interne, care apar în urma desfacerii segmentului, se înlătură prin tratament termic.

Segmenţii termofixaţi se uzează în scurt timp la capete (figura 6.8. b), astfel că pierd contactul cu cilindrul.

1a. b.

Fig. 6.10.

Segmenţii cu presiune variabilă pe contur se execută prin copiere. Soluţia este mai scumpă, dar asigură o eficienţă şi o durabilitate sporite.

În practică s-a demonstrat că este avantajos ca presiunea să fie repartizată neuniform pe contur. Pentru motoarele în 4 timpi se utilizează caracteristica "pară" având presiunea maximă în dreptul rostului, iar pentru cele în 2 timpi, în special de putere mare, o caracteristică "măr" cu presiunea minimă în dreptul rostului, astfel ca la trecerea peste ferestrele de distribuţie să nu se deschidă capetele segmentului şi să se rupă.

Adaptarea la forma cilindrului este proprietatea segmentului cu elasticitate proprie de a urmări abaterile de la forma circulară ale cilindrului.

În cazul motoarelor cu dimensiuni mici adaptarea la formă a segmenţilor nu este suficientă, astfel că este nevoie să se mărească presiunea radială cu ajutorul presiunii gazelor din spatele segmentului.

În cazul unui segment oval, care se poate roti liber, orice creştere a capacităţii de adaptare la formă într-un loc provoacă scăderea acesteia în alt loc. El are deci o capacitate de adaptare la formă mai mică decât cel rotund.

88. Construcţia piciorului bielei

Piciorul bielei se execută de formă tubulară, fiind elastic în cazul bolţului fix în picior şi rigid în cazul bolţului flotant (liber).

Cazul piciorului elastic (figura 7.5), varianta (a), cu tăietură axială, prezintă avantajul că realizează un picior mai uşor, iar variantele (b) şi (c) cu tăietură oblică prezintă avantaje privind montajul, însă se introduce un dezechilibru prin masele excentrice.

a. b. c.

Fig. 7.5. În cazul bolţului flotant piciorul este bucşat (figura 7.6) şi are la partea superioară material

în plus (E) pentru corectarea maselor cu mişcare de translaţie.

Fig. 7.6.

a. b. c. d.

Fig. 7.7.

Piciorul bielei se deformează sub acţiunea forţelor gazelor, astfel că este necesar să se ia

măsuri pentru rigidizarea lui. Mărirea razei de racordare (R1) dintre picior şi tijă (figura7.7. a) are ca efect mărirea rigidităţii piciorului, dar creşte greutatea şi scade zvelteţea bielei. În cazul m.a.c. supraalimentate se utilizează soluţia cu R1= ∞ (figura 7.7. b). În general la m.a.c. forţa gazelor este mai mare decât FIA, forţa rezultantă acţionând spre arbore, astfel încât se îngroaşă partea inferioară a piciorului, prin deplasarea centrului cercului exterior din (P) în (P’) (figura 7.7. c). La motoarele de putere mică şi medie, la care biela se execută prin forjare, pentru a ţine seama de modificările dimensiunilor care au loc în timpul tratamentului termic, cercul exterior se trasează ca arce de semicerc cu centrele distanţate la 2…3 mm (figura 7.7. d).

Piciorul bielei se racordează cu tija cu raze cât mai mari, atât în planul de oscilaţie al bielei, cât şi în planul arborelui cotit, obţinându-se o repartizare mai avantajoasă a tensiunilor în piciorul bielei. În cazul deformării pereţilor piciorului la extremităţi, se deformează şi bucşa (apar crăpături) şi creşte foarte mult presiunea de contact din zona mediană, ceea ce poate scoate bucşa din serviciu. Se admite că presiunea din bucşă se transmite la tija bielei de-a lungul unui arc de 90°, grosimea tijei (Hp) luându-se egală cu coarda de 90°.

În cazul ungerii prin picurare se practică la partea superioară a piciorului un orificiu, sau o tăietură, prin care uleiul ajunge de pe partea interioară a capului pistonului la bolţ. În cazul un-gerii sub presiune, uleiul soseşte la bolţ printr-un canal practicat în tija bielei.

89. Chiulasa. Rol, condiţii de funcţionare, cerinţe.

Chiulasa împreună cu pistonul şi cilindrul delimitează spaţiul în care evoluează fluidul motor.

Chiulasa este supusă solicitărilor mecanice produse de forţa de strângere a şuruburilor la montajul acesteia şi de forţa gazelor. De asemenea, apar tensiuni termice periculoase, care pro-duc deformaţii şi fisurează chiulasa, ca urmare a încălzirii inegale a diferitelor zone ale acesteia (diferenţă de temperatură de 100…200 °C între zona supapelor de evacuare şi a supapei de admisie). În plus apar tensiuni interioare rămase de la turnare, datorită formei complicate şi solidificării neuniforme a materialului.

La proiectarea chiulasei se vor respecta următoarele cerinţe: rezistenţă mecanică şi rigiditate corespunzătoare, ceea ce se obţine mai uşor la

chiulasele monobloc; canalele de admisie şi evacuare se vor trasa cu racordări şi variaţii lente de secţiune şi de direcţie, astfel ca pierderile de viteză şi de presiune să fie minime;

grosimea pereţilor va fi cât mai uniformă, evitând aglomerarea de material care prin răcire şi solidificare neuniformă produce tensiuni interne la turnare;

spaţiile de răcire să fie suficient de largi pentru un acces uşor al apei, pentru îndepărtarea uşoară a miezurilor de turnare şi siguranţă contra astupării lor cu

depuneri din apă; punctele de intrare şi ieşire a apei de răcire se vor alege astfel ca să se reducă

diferenţa de temperatură între cele două feţe ale pereţilor chiulasei (intrarea apei se face pe la partea mai rece, iar ieşirea pe la partea mai caldă);

se vor evita zonele de colectare şi blocare a aerului degajat din apa de răcire prin încălzirea ei;

forma pereţilor chiulasei trebuie astfel aleasă, încât tensiunile mecanice şi termice din timpul funcţionării să acţioneze în sens contrar cu cele remanente de la turnare;

forma camerei de ardere se alege în vederea unui proces de ardere optim.

90. Construcţia si clasificarea farurilor. Lămpile pentru iluminarea interioară. Lămpile

pentru iluminarea exterioară. Lămpile pentru semnalizarea optică. Construcţia şi clasificarea farurilor

Farurile automobilelor sunt formate din sursa de iluminară primară sau becul, elementul optic format din dulie, reflector şi dispersor şi corpul sau carcasa farului cu ramă. Sursele primare sunt constituite în general din lămpile cu incandescenţă (becurile) şi numai în anumite cazuri se folosesc lămpile (tuburile) fluorescente, care necesită tensiuni alternative de valoare relativ mare. După tensiunea de utilizare, becurile se construiesc pentru 6, 12 şi 24 V. De asemenea, ele se execută pentru diferite puteri, cuprinse între 25 şi 55 W, cele mai utilizate fiind de, deobicei, de 45+40 W.

Din punctul de vedere a1 formei corpu1ui, locului de montare şi număru1ui acestora, se poate face următoarea clasificare a farurilor: - faruri aparente; - farurile îngropate pot fi cu sau fără carcasă; - faruri duble sunt de tip îngropat; - faruri dreptunghiulare.

Din punct de vedere a1 uti1izării pe automobi1e, farurile pot fi clasificate astfel: - faruri pentru iluminatul drumului, care au fost prezentate mai sus; - faruri pentru ceaţă; - faruri de căutare.

Lămpile pentru iluminarea interioară au rolul de a ilumina interiorul habitaclului, cât şi a compartimentului motorului şi portbagajului. Din această categorie fac parte următoarele corpuri de iluminat: plafonierele, lămpile sub capotă, lămpile pentru iluminarea cutiei cu acte şi lămpile portbagaj. În afară de iluminatul interior general, indicat mai sus, mai există şi iluminatul local pentru aparatele de bord şi bricheta electrică. Lămpile pentru iluminarea interioară sunt de construcţie simplă, confecţionate în general din materiale plastice cu întreruptor încorporat. Plafonierele mai au în plus întreruptoare acţionate prin deschiderea uşilor. Alimentarea plafonierelor se face de la circuitul de curent permanent.

Lămpile pentru iluminarea exterioară au rolul de a ilumina în exteriorul automobilului. Din această categorie fac parte: lămpile de poziţie, lămpile pentru iluminarea numărului de înmatriculare, lămpile pentru mersul înapoi şi lămpile portative cu elementele componente respective. Pentru evitarea pătrunderii apei şi prafului, între corpul lămpii şi dispersor, cât şi între corpul lămpii şi caroserie se intercalează garnituri din cauciuc sau materiale plastice.

Lămpile pentru semnalizarea optică au rolul de a avertiza - prin aprinderea lor - intenţiile sau manevrele pe care urmează sa le efectueze şoferul ca, de exemplu, semnalizarea momentului începerii frânării, schimbării direcţiei spre dreapta sau spre stânga a automobilului sau intenţia de depăşire a acestuia. Ele se caracterizează printr-o iluminare puternică, utilizându-se becuri până la 21 W. De asemenea, prin aprinderea unor lămpi sau reflectarea razelor luminoase primite din afară, în special pe timp de noapte, se pune în evidenţă prezenţa, cât şi dimensiunile de gabarit ale automobilului, în cazul luminilor de poziţie, lămpilor de semnalizare a deschiderii uşilor din

faţă. Lumina emisă de acestea este mai slabă ca în primul caz, utilizându-se becuri de circa 5 W. În primul caz semnalizarea se face cu lumină intermitentă, pe când în cel de al doilea caz - cu lumina cu intensitate constantă.

91. Aparate de bord. Instalaţii de semnalizare avarii.

Aparatele de bord au rolul de a măsura, controla şi de a informa pe conducătorul auto asupra funcţionării corecte a principalelor elemente funcţionale ale automobilului, preîntâmpinând prin aceasta anumite deranjamente sau accidente. Tipurile constructive sunt prezentate mai jos.

Instalaţii de semnalizare avarii Pentru a se preveni producerea unor defecţiuni care pot avea urmări grave asupra

funcţionării motorului şi a automobilului, acestea sunt prevăzute cu instalaţii electrice care au scopul de a controla funcţionarea, în anumite limite, a unor instalaţii şi de a semnaliza apariţia cauzei care ar conduce la producerea defecţiunilor sau avariilor, ca de exemplu: presiunea insu-ficientă în instalaţia de ungere a motorului, supraîncălzirea apei din instalaţia de răcire a motorului, scăderea nivelului lichidului sau presiunii aerului din instalaţiile de frânare comandate hidraulic, rezervă de combustibil în rezervor, indicarea încărcării bateriei de acumulatori, etc.

Instalaţiile de semnalizare avarii funcţionează pe principiul releelor electromagnetice, electronice, electromecanice sau combinate.

92. Sisteme electronice de aprindere prin scânteie a amestecului carburant.

Consideraţii asupra unor soluţii constructive actuale. Aprinderea electronică integrală. Sisteme electronice de aprindere prin scânteie a amestecului carburant. Consideraţii

asupra unor soluţii constructive actuale Principiul de funcţionare al unui sistem de aprindere se bazează pe transformarea

tensiunii joase de 12V într-o tensiune înaltă (de ordinul kV) necesară străpungerii spaţiului dintre electrozii bujiei. Transformarea se realizează cu ajutorul bobinei, ce funcţionează pe principiul unui transformator de tensiune. Întreruperea curentului în primarul acesteia determină (prin variaţia fluxului magnetic) apariţia tensiunii induse în secundar şi implicit a scânteii. Momentul întreruperii primarului este cel care determină avansul la scânteie.

Tendinţa actuală a producătorilor de dispozitive de aprindere electronică, constă în utilizarea unor circuite cu tiristoare. Pe de altă parte, unele firme producătoare continuă să dezvolte tranzistoare destinate exclusiv dispozitivelor de aprindere electronică. Tiristorul permite comutarea unor tensiuni mari sub curenţi importanţi în condiţii de fiabilitate ridicată. Bobina de inducţie, în cazul aprinderii cu tranzistoare va trebui să aibe un raport mare de transformare, tensiunea în primar fiind chiar tensiunea bateriei de acumulatoare. Pentru a se produce scânteia, tiristorul descarcă instantaneu în primarul bobinei de inducţie un condensator (1 ... 2 F) ce se încarcă la o tensiune de 200 ... 600 V, tensiune obţinută de la înfăşurarea ridicătoare a unui con-vertor alimentat de la bateria de acumulatoare a automobilului. Tiristorul va intra în conducţie, în momentul descărcării capacităţii. Durata scânteii în sistemele cu tiristor este de 50 ... 200 s, iar în cazul sistemelor tranzistorizate ajunge la 1000-2500 s; ultima variantă este preferată la demaraje şi asigură o ardere mai bună (la turaţii coborâte sau mai ridicate). Arderea completă a amestecului carburant (aer-benzină) asigură o creştere a puterii şi o diminuare a poluării (hidrocarburi nearse alcătuite printre altele de gaze toxice - de ex. oxidul de carbon CO).

Aprinderea electronică integrală Dispozitivele electronice intervine cu bune rezultate în cele două elemente determinante:

avansul şi concentraţia amestecului carburant pentru, obţinerea în orice condiţii de trafic rutier a unui randament optim.

Aceste dispozitive sunt complet separate de partea mecanică a motorului şi conţin un microcalculator electronic specializat pentru comanda avansului şi a energiei scânteii bujiilor în funcţie de condiţiile reale (permanent variabile) de rulare a automobilului.

Datorită faptului că se controlează atât momentul de aprindere cât şi durata de declanşare a scânteii acest microcalculator specializat este cunoscut şi sub numele de “calculator cu energie controlată”.

Dispozitivul este lipsit de sistem mecanic pentru reglarea avansului, nu conţine ruptor şi nici distribuitor. Pentru optimizarea funcţionării se ţine cont de:

- volumul de aer admis, necesar unui ciclu; - cantitatea de benzină utilizată în acest ciclu; - unghiul de avans al aprinderii.

S-a mai ţinut cont de turaţia motorului, de temperatura acestuia şi de diagrama de avans optim, în funcţie de turaţie şi sarcină.

E. STUDII DE CAZ

1. Să se calculeze viteza teoretică de deplasare a unui autovehicul echipat cu anvelope având caracteristicile geometrice 195/75 R 15 şi care se roteşte cu o viteză unghiulară ω = 450 min-1.

Viteza va fi exprimată în km/h, iar pentru aproximaţii π = 3,14 şi diametrul de rulare este identic cu diametrul nominal al roţii. RĂSPUNS: Diametrul jenţii: 15 x 25,4 = 381 mm Înălţimea flancului: 195 x 0,75 = 146,25 mm Diametrul nominal al roţii: 381 + 2 x 146,25 = 673,5 mm Raza roţii: 673,5/2 = 336,75 mm = 0,33675 m Viteza teoretica a autovehiculului: v = ω x r; ω = π x n/30; v = 3,14 x 450/30 x 0,33675 = 15,86 m/s v = 15,86 x 3600/1000 = 57,1 km/h 2. Să se stabilească valoarea forţei de tracţiune disponibile pe asfalt, la roţile faţă ale unui autoturism, pentru care masa proprie a acestuia este m1 = 1020 kg, iar sarcina (pasageri + bagaje) este m2 = 380 kg. Poziţia centrului de greutate are înălţimea h = 250 mm, iar distanţa poziţiei centrului de greutate faţă de axa frontală este a1 = 100 cm (vezi figura). Ampatamentul autoturismului este 2,50 m şi ecartamentul punţilor este faţă/spate = 1,48/1,47 m. Mişcarea se face cu o acceleraţie constantă a = 2 m/s2, iar valoarea coeficientului de aderenţă este φ = 0,75. Acceleraţia gravitaţională se consideră g = 10 m/s2. Se neglijează influenţa forţelor aerodinamice şi de rezistenţă la înaintare.

RĂSPUNS: Greutatea autoturismului: G = m x g = (m1+m2) x g = (1020 + 380) x 10 = 14000 N Forţa de inerţie: Fi = m x a = 1400 x 2 = 2800 N Distanţa poziţiei centrului de greutate faţă de axa spate este a2 = 250 – 100 = 150 cm = 1,5 m Calculul reacţiunii normale la nivelul punţii faţă: Ecuaţia de echilibru a forţelor şi momentelor faţă de puntea spate: 2Fz1 x (a1+a2) + Fi x h – G x a2 = 0 Fz1 = 0,5 x ((G x a2 - Fi x h) / (a1+a2)) = 0,5 x ((14000 x 1,5 – 2800 x 0,25) / 2,5) = 4060 N Forţa axială/tangenţială disponibilă la roată: Fx1 = φ x Fz1 = 0,75 x 4060 = 3045 N 3. Să se aprecieze dacă un vehicul cu două punţi şi patru roţi, avînd masa totală de 2000 kg şi a încărcăturii de 700 kg poate să se menţină, la limită şi fără sa mai accelereze, pe un carosabil plan avînd o traiectorie curbilinie, cu raza curbei de 0,500 km, dacă viteza sa de deplasare este de 108 km/h. Valoarea aderenţei transversale pentru o roată este Fy = 2500 N. Acceleraţia gravitaţională se consideră g = 10 m/s2. RĂSPUNS: In aceste condiţii de limită, întreaga forţă de dezechilibru este dată de forţa de inerţie în mişcarea curbilinie, iar la roţi, pentru stabilitate, aceasta este preluată de cele patru roţi. Practic:

Fi = 4 Fy Dar Fy = φ x Fz, unde φ este coeficientul de aderenţă. Coeficientul de aderenţă este φ = Fy/Fz = 2500/((2000 x 10)/4) = 0,5 (Atenţie, masa totală, deci cu sarcină cu tot este 2000 kg) Viteza de stabilitate pe un drum plan este vs = (g x R x φ)0,5 = (10 x 500 x 0,5) = 50 m/s Viteza reală v = 108 km/h = 108 x 1000 / 3600 m/s = 30 m/s. Deoarece vs > v, rezultă că vehiculul este stabil la această viteză şi se menţine pe traiectoria impusă. 4. Care este valoarea raportului de transmitere al unui schimbător de viteze mecanic în trepte cu trei arbori, 4 trepte de viteză, în treapta 1-a, cunoscând numerele de dinţi a roţilor dinţate:

- pinionul de pe arborele primar: z1 = 17 dinţi - roata dinţată de pe arborele intermediar: z2 = 34 dinţi - pinionul de pe arborele intermediar: z7 = 17 dinţi - roata dinţată de pe arborele secundar: z8 = 34 dinţi R: is1 = (z2/z1) x (z8/z7) = (34/17) x (34/17) = 4

5. Care este sarcina pe fiecare roată pentru un autoturism care are masa proprie de 1150 kg, sarcina utilă 450 kg, organizat după soluţia clasică, considerând că centrul de greutate se găseşte la jumătatea ampatamentului (g = 10 m/s2).

R: ma = m0 + ms = 1150 + 450 = 1600 kg Qa = ma x g = 1600 x 10 = 16.000 N = 1600 daN Qr = Qa / 4 = 1600/4 = 400 daN

6. Care este valoarea momentului de calcul al ambreiajului, cunoscând că momentul maxim al motorului este Mmax = 400 Nm, iar coeficientul de siguranţă al ambreiajului este β = 1,75.

R: Mc = β x Mmax = 1,75 x 400 = 700 Nm 7. Care este consumul orar şi consumul specific efectiv de combustibil al unui motor de autovehicul care consumă la standul de probe 100 g motorină în timp de 36 secunde şi dezvoltă o putere de 50 kW.

R: Ch = mc/t = (0,1/36 ) x 3600 = 10 kg/h Ce = Ch/Pe = 10/50 x 1000 = 200 g/kWh 8. Pentru un autovehicul organizat după soluţia clasică, ce tip de schimbător de viteză (de tip mecanic, în trepte, cu arbori cu axe fixe) se recomandă a fi folosit. Argumentaţi soluţia propusă.

R: Se recomandă un schimbător de viteze cu trei arbori, deoarece arborele de intrare şi cel de ieşire sunt coliniari, fiind optim pentru varianta de organizare clasică – motor dispus în faţă şi puntea motoare în spate. Ca avantaj, permite realizarea treptei de priză directă, cu randament maxim (practic fără pierderi).