motor cu aprindere prin comprimare.doc
TRANSCRIPT
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAŞOVFACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
PROGRAMUL DE STUDII: AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMĂTEMĂ DE PROIECT
Să se un motor cu aprindere prin comprimare avand urmatoarele caracteristice:
Puterea nominală Pn = 129 kW 174,44 CP
Turaţia nominală nn = 3750 rot/min
Numărul de cilindrii i = 4
Conducător ştiinţific: Absolvent:
BRAŞOV2012
1
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Noţiuni introductive
Definiţie: Se numeşte motor cu combustie internă orice dispozitiv care
obţine energie mecanică direct din energie chimică prin arderea unui
combustibil într-o cameră de combustie care este parte integrantă a
motorului(spre deosebire de motoarele cu ardere externă unde arderea are
loc în afara motorului.).
Exista de fapt patru tipuri de bază de motoare cu ardere internă dupa cum
urmează: motorul Otto,motorul Diesel, motorul cu turbină pe gaz şi motorul
rotativ.
La inceput, motorul Diesel a fost folosit acolo unde vibraţiile si
zgomotul care-i insoţeau funcţionarea nu deranjau pe nimeni, dar, treptat,
constructorii si-au dat seama de potenţialul pe care-l are si au inceput, incet-
incet, sa-l perfecţioneze.
Părţile esenţiale ale unui motor Otto şi Diesel coincid. Camera de
ardere este formată dintr-un cilindru inchis la un capăt si un piston care
alunecă de sus în jos.
Printr-un sistem bielă manivelă pistonul este legat de un arbore cotit
care transmite lucrul mecanic spre exterior(de obicei cu ajutorul unei cutii de
viteze). Rolul arborelui cotit este acela de a transforma mişcarea de “du-te
vino” a pistonului în mişcare de rotaţie.
Un motor poate avea de la unu până la 28 de cilindri(pistoane) care pot fi
aşezate aşa zis în linie sau în V. Sistemul de alimentare cu combustibil
constă dintr-un rezervor o pompă şi un sistem pentru vaporizarea
combustibilului care l-a motorul Otto poate fi carburator sau la maşinile de
construcţie recentă sisteme de injecţie. Aceste sisteme de injecţie sunt
gestionate electronic iar eficienţa lor a făcut ca ele să fie folosite pe
2
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
majoritatea automobilelor (din 2000 până şi amărâta noastră de
Dacie foloseşte injectoare în loc de carburator).
Aerul din ametecul carburant precum şi gazele evacuate sunt
gestionate de supape actionate mecanic de un ax cu came. La toate
motoarele este necesar un sistem de aprindere a combustibilului care la
motorul Otto este o bujia. Conform principiului al doilea al termodinamicii
un motor trebuie să cedeze căldura; în general acest lucru este realizat în
două moduri, prin evacuarea gazelor rezultate din arderea carburantului şi
prin folosirea unui radiator. În timpul deplasării unui vehicul echipat cu un
motor cu ardere interna simpla deplasare generează un flux de aer rece
suficient pentru a asigura menţinerea temperaturii motorului în limite
acceptabile dar pentru ca motorul să poată funcţiona şi când vehiculul stă,
radiatorul este echipat cu unul sau mai multe ventilatoare. De asemenea se
mai folosesc şi sisteme de răcire cu apă mai ales pentru bărci.
Spre deosebire de turbine sau motoarele cu aburi motoarele cu aburi,
motoarele cu ardere internă nu generează cuplu atunci când sunt pornite
deci pentru a le porni este necesar un alt dispozitiv. La primele automobile
pornirea motorului se făcea utilizând mijloace mecanice umane, sau mai pe
româneşte bietul şofer avea de învârtit la o coarbă de obicei destul de mult.
Astăzi pornirea se face cu ajutorul electromotorului, dar metoda anterioară
poate fi folosită, nu se poate să nu fi văzut mai ales în zilele mai reci cum
unii încearcă să-şi pornească maşinile împingându-le. Sistemul manual de
pornire se mai foloseşte acum doar la motoarele cu capacitate cilindrică
mică, de exemplu la drujbe sau maşini de tuns iarba.
3
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
1. Studiu de nivel
Acest studiu a fost realizat pe un număr de nouă autoturisme, din aceeaşi
clasa, având aceleaşi caracteristici tehnice ale motoarelor, datele lor fiind
folosite pentru a compara rezultatele obţinute în calculele efectuate pentru
motorul proiectat.
Tabel nr. 1.1 (date tehnice motoare)
parametriD[mm] S[mm] ε
Pe
[kW]n [rot/min]
Vt
[cm³]C/100[l/Km]
Citroen C5 85 98 18 108 3750 1997 6Alfa Romeo 156 82 90,4 18,5 108 3750 1910 5,9Honda Acord 85 97,1 16,7 108 3750 2204 5,5VW Bora 79,5 95,5 18,5 110 3750 1896 5,4Renault Laguna 87 92 18 110 3750 2188 6,5VW Glof V 81 95,5 18,5 108 3750 1968 5,9BMW S3 84 90 17 110 3750 1995 5,8Kia Carnival 97,1 98 19,3 106 3750 2902 8,2Opel Astra 82 90,4 17,5 110 3750 1910 5,8
pme
[Mpa] φa φv θ φqe [W/dm²]
1,622434 34,75377 1,260552 27,57029 1,152941 44,30531,696335 33,51884 1,279407 26,19872 1,102439 49,123961,470054 31,2005 1,219784 25,57872 1,142353 44,510161,740506 36,33188 1,282549 28,32787 1,201258 51,389761,508227 30,32937 1,22275 24,80423 1,057471 44,716541,646341 34,36625 1,266713 27,13026 1,179012 48,83165
1,654135 32,54037 1,260973 25,80577 1,071429 48,074061,153469 23,47279 1,112895 21,09165 1,009269 35,043921,727749 34,13956 1,279407 26,68388 1,102439 50,03367
4
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Formule utilizate
- consumul specific – C = C/Pe
- viteza medie a pistonului – Vmp = S · n/30
- puterea litrică - Pl=Pe/Vt
- puterea specifică – Ps = 4 · Pe/I · 3.14 · D²
- presiunea medie efectivă – pm = (Pe · 30 · υ)/Vt · n
- densitatea de putere – φa = pme·Vmp
- factor de compartimentare – φv = (1/Vs)1/3
- factor de solicitare termică - θ = φa/φv
- raportul cursă alezaj - φ = S/D
2. Calculul termic al motorului cu aprindere prin comprimare
Puterea nominală Pn = 129 kW 174,44 CP
Turaţia nominală nn = 3750 rot/min
Numărul de cilindrii i = 4
2.1.Parametrii iniţiali
T0 = 293 K temperatura iniţială
p0 = 0,102 ∙ 106 N/m2 presiunea iniţială
Tr = 700 K {700-900} temperatura gazelor reziduale
pr = 1,25 ∙ 105 N/m2 presiunea gazelor reziduale
λ = 1,75{1,25...2,25} coeficientul de exces de aer
ε = 17,5 {14....23} raportul de comprimare
5
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
pk = 1,3 ∙ p0
pk = 0,1326 ∙ 106 N/m2 presiunea aerului la ieşirea
din compresor
Tat = 300 K temperatura aerului la intrarea
în turbosuflantă
ΔTi = 20 K răcirea aerului în intercooler
χ = 1,4 exponent politropic de
comprimare
ηad = 0,61 randament adiabatic
πs = pk/p0 = 1,3 gradul de comprimare
11
x
x
sad
TatTs
ΔTs = 38,283 K încălzirea aerului în
turbosuflantă
TtTiTsTatTk
Tk = 325,283 K temperatura aerului din
compresor
2.2.Parametrii procesului de schimbare a gazelor:
Se adoptă:
pa = 0,85 ∙ 105 N/m2 presiunea la sfârşitul admisiei
ΔTt = 18 K {10...25} încălzirea aerului care iese din
turbosuflant
νp = 1,2 coeficient de postumplere
6
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Se determină prin calcule
Coeficientul gazelor reziduale
0,030 k
Temperatura la sfârşitul admisiei
328,189 K
Coeficientul de umplere
{0,75...0,9}
0,9 m
2.3.Parametrii procesului de comprimare
Se adoptă:
n1 = 1,36 coeficient politropic de comprimare
Se determină
Presiunea la sfârşitul comprimpării
Pc = pa ∙ εn1 41,682 ∙ 105 N/m2
Temperatura la sfârşitul comprimării:
Tc = Ta ∙ εn1-1 919,641 K
7
031.01
900031.018293
10
r
rra
TTTT
032.01
05.1
18.16
8.16
120.3361002.1
2931085.0
11 5
5
0
0
r
p
a
aV Tp
Tp
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
2.4.Parametrii procesului de ardere
Se adopta
c = 0,857 kg compoziţia motorinei
h = 0,133 kg compoziţia motorinei
o = 0,01 kg compoziţia motorinei
Qi = 41868 kJ/kg
ξ = 0,85 [0,75..0,9] coef de utilizare a căldurii
π˙= 1,4 [1,3..2,5] coef de creştere a presiunii
Aerul minim necesar arderii combustibilului este
0,497 kmol aer
Cantitatea reală necesară arderii combustibilului
L = minL = 0,870 kmol aer/kg comb
Coeficientul teoretic de variaţie molară a încărcăturii proaspete
1.039kJ/kmolK
Coeficientul real de variaţie molară a încărcăturii proaspete
8
32
01.0
4
133.0
12
857.0
21,0
1
3241221,0
1min
ohcL
870.0
12857.0
4133.0
870.0124
0 L
chL
031.01
031.0039.1
10
r
rf
pz ' pc
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
1.038kJ/kmolK
:
Căldura specifică molară medie a amestecului iniţial
36.002 kJ/kmolK
Căldura specifică molară medie a gazelor de ardere pentru lambda>1
= 25.257 + 0.002 Tz= 25.257 + 23.386 Tz
Temperatura la sfârşitul arderii
TzfRmvCRmvCrL
Qi
''1min
- 28,108 ∙ 10-4 ∙ Tz2 - 39,200 ∙ Tz + 100715,874 = 0
Δ = 2025,630
Tz1 = 2092,331 K {1800...2400}
Presiunea la sfârşitul arderii
5835508,522 N/m 2 58355 ∙ 105 N/m2
Gradul de destindere prealabilă se calculează din
Tc
Tzf
'
=1,687
2.5.Parametrii procesului de destindere
9
317.908104.1720104.1720 33cTC
410 C
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Se adoptă n2 = 1,28 {1,18...1,28}
Gradul de destindere
10.374 mm
Presiunea la sfârşitul destinderii
306196.102 N/m2
Temperatura la sfârşitul destinderii
1138.904 K
2.6.Parametrii principali ai motorului
Se adoptă: coef. de rotunjire a diagramei μr = 0,96 {0,94..0,98}
randamentul mecanic ηm = 0,81
Presiunea medie a ciclului teoretic se obţine din
11 12
11
11
111
12
'1'
1'
nn nn
pcpi
pi' = 8,373 ∙ 105 {7,5...15} N/m2
Presiunea medie indicată
10
712.1
8.16
z
b
V
V
26.1
5
930.9
10204.552nz
b
pp
126.11 918.9
272.20752nz
b
TT
pi r pi'
pe m pi
e m i
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
8,038 ∙ 105 N/m2
Randamentul indicat al motorului
Qivpk
TkLpiRmi
min
ηi = 0,460
Presiunea medie efectivă
pe =6,511∙105 N/m2
Randamentul efectiv
ηe = 0,372
Consumul specific efectiv de combustibil
Qiege
3600
=0,231 kg/kWh = 231,002g/kWh
2.7.Dimensiunile fundamentale ale motorului
Se adoptă: FI = S/D = 0,97 {0,96...1,3}
Vh = Capacitatea cilindrică necesară
1.585 litri
Se determină alezajul şi cursa:
1.130 dm = 112.965 mm = 0.113 m
1.582 =dm=158,151mm
11
4360010400.6
101201200001200005
3
inp
pV
e
nh
33
4.114.3
302.144
hV
D
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Viteza medie a pistonului
Wm = Sn/30 = 19,769 m/s {10..12}
Cilindreea totală
6.340 litri
Puterea litrică
20.346 kW/l
2.8.Diagrama indicată
Volumul la sfârşitul admisiei
1.681 dm3
Volumul la sfârşitul compresiei
0.096 dm3
Se adoptă:
12
058.14.1DS
302.14ht ViV
209.5
120
t
nl V
PP
18.16
8.16302.1
1h
a
VV
8.16
358.1
a
c
VV
1n
x
aax V
Vpp
2n
x
zzx V
Vpp
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
unghi de avans la aprindere {20...40oRAC} 35oRAC
unghi de avans la DSE αas= 40oRAC
raportul dintre raza manivelei şi lungimea bielei
X = S/2{(1 - cos(αs)) +λs/4(1 - cos(2αs))} = 18,017 mm
pc" = 1,2∙pc=1,2∙43,626∙105
Xev = S/2{(1 - cos(αev)) + λs/4(1 - cos(2αev)) = 23,168 mm
pa' = 1/2(pa + pb) = 1956 ∙ 105 N/m2
Vc' =π∙ D2 ∙ Xs/4 = 0,160dm3
Vb' = Va - π∙ D2 ∙ Xev = 1,476 dm3
Vz =ρVc=0,162 dm3
Vb = ρΔVc =1,681 dm3
2.9.Caracteristica externă
Puterea efectivă
Consumul specific
Consumul orar
Gcx = Pex ∙ gex ∙ 10-3
Momentul motor
Mex = 3 ∙ 104 ∙ Pex/(π ∙ n)
13
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Constante
R4TT4 Tabel nr2.1. (Valorile constantelor-functie de
tipul camerei de ardere)
Motor A b c d k
MAC cu
camera unitară 0,87 1,13 1,55 1,55 1
Tabelul nr2.2. (valorile parametrilor din caracteristica exterioara)
n
[r/min]
Pe
[kW]
ge
[g/kWh] Ge [kg/h] Me [Nm]
1000 29,975 271,404 8,135 528,971
1200 36,927 260,326 9,613 543,044
1400 44,006 250,356 11,017 554,691
1600 51,128 241,494 12,347 563,912
1800 58,212 233,740 13,606 570,706
2000 65,175 227,093 14,801 575,074
2200 71,935 221,554 15,937 577,015
2400 78,408 217,123 17,024 576,529
2600 84,513 213,800 18,069 573,618
2800 90,167 211,584 19,078 568,279
14
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
3000 95,288 210,476 20,056 560,515
3200 99,792 210,476 21,004 550,324
3400 103,598 211,584 21,920 537,706
3600 106,623 213,800 22,796 522,662
3800 108,785 217,123 23,620 505,191
4000 110,000 221,554 24,371 485,294
4170 110,228 226,191 24,933 466,474
4200 0,000 800,000 7,480 0,000
Momentul mediu
Mm = Σ(M1, M4)/71 = 267,4133878 N/m2
Verificarea puterii
π = (Mmed ∙ nn)/7162 = 149,3512359
3.Calculul cinematic si dinamic al motorului
15
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
3.1.Cinematica mecanismului biela-manivelă
`
α unghiul de rotaţie al manivelei
β unghiul de înclinare al axei bielei
ω viteza unghiulară de rotaţie a arborelui cotit
S cursa pistonului
R raza manivelei
L lungimea bielei
λ raportul dintre raza manivelei şi lungimea
Fig2.1.Cinematica mecanismului biela-manivela
ω = π ∙ n/30 = 418,88 rad
R = S/2 = 44,82621
λ = R/L = 1/3,6 1/3,0...1/3,8
0,27778
β max = 15 o{12..18}
L = R/λ = 161,3743mm
Ap = πD2/4 = 0,006709 m2
Deplasarea pistonului
Sx = R[(L - cos α) + 1/λ(1 - cosβ)]
Sx = R[(L - cos α) + - λ /4(1 - cos 2 α)]
Volumul cilindrului la un moment dat
Vp = πD2 ∙ Sx/4
16
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Viteza pistonului
vp = ρω(sinα + -λ/2 ∙ sin2α)
α vmax = arccos{sqrt((1/4 λ) 2 + 1/2) -1/4 λ } unghiul de viteză
maximă
Acceleraţia pistonului
j = rω 2 ∙ (cosα + - λ cos2α)
Tabelul nr. 3.1. (valorile parametrilor din calculul cinematic)
Alfa [grd]
Beta [grd] Sx [m] Vp [l] vp [m/s] j [m/s2]
0 0,00000 7,18897 0,48232 0,00000 0,0000010 0,04825 7,18984 0,48238 4,15250 2113,0129420 0,09515 7,19241 0,48255 8,09834 4094,3996630 0,13934 7,19654 0,48283 11,64687 5824,6655840 0,17951 7,20203 0,48320 14,63773 7207,2299550 0,21443 7,20864 0,48364 16,95209 8176,6683560 0,24295 7,21606 0,48414 18,51964 8703,5248970 0,26408 7,22397 0,48467 19,32070 8795,2072080 0,27709 7,23205 0,48521 19,38345 8492,9370590 0,28148 7,24003 0,48575 18,77676 7865,18991100 0,27709 7,24762 0,48626 17,59955 6998,46295110 0,26408 7,25463 0,48673 15,96807 5986,51463120 0,24295 7,26088 0,48715 14,00266 4919,38364130 0,21443 7,26627 0,48751 11,81557 3873,50169140 0,17951 7,27071 0,48781 9,50120 2904,06329150 0,13934 7,27418 0,48804 7,12989 2040,52432160 0,09515 7,27665 0,48820 4,74571 1285,70710170 0,04825 7,27813 0,48830 2,36860 618,53884180 0,00000 7,27863 0,48834 0,00000 0,00000190 -0,04825 7,27813 0,48830 -2,36860 -618,53884200 -0,09515 7,27665 0,48820 -4,74571 -1285,70710210 -0,13934 7,27418 0,48804 -7,12989 -2040,52432220 -0,17951 7,27071 0,48781 -9,50120 -2904,06329230 -0,21443 7,26627 0,48751 -11,81557 -3873,50169240 -0,24295 7,26088 0,48715 -14,00266 -4919,38364250 -0,26408 7,25463 0,48673 -15,96807 -5986,51463260 -0,27709 7,24762 0,48626 -17,59955 -6998,46295270 -0,28148 7,24003 0,48575 -18,77676 -7865,18991280 -0,27709 7,23205 0,48521 -19,38345 -8492,93705290 -0,26408 7,22397 0,48467 -19,32070 -8795,20720300 -0,24295 7,21606 0,48414 -18,51964 -8703,52489310 -0,21443 7,20864 0,48364 -16,95209 -8176,66835
17
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
320 -0,17951 7,20203 0,48320 -14,63773 -7207,22995330 -0,13934 7,19654 0,48283 -11,64687 -5824,66558340 -0,09515 7,19241 0,48255 -8,09834 -4094,39966350 -0,04825 7,18984 0,48238 -4,15250 -2113,01294360 0,00000 7,18897 0,48232 0,00000 0,00000370 0,04825 7,18984 0,48238 4,15250 2113,01294380 0,09515 7,19241 0,48255 8,09834 4094,39966390 0,13934 7,19654 0,48283 11,64687 5824,66558400 0,17951 7,20203 0,48320 14,63773 7207,22995410 0,21443 7,20864 0,48364 16,95209 8176,66835420 0,24295 7,21606 0,48414 18,51964 8703,52489430 0,26408 7,22397 0,48467 19,32070 8795,20720440 0,27709 7,23205 0,48521 19,38345 8492,93705450 0,28148 7,24003 0,48575 18,77676 7865,18991460 0,27709 7,24762 0,48626 17,59955 6998,46295470 0,26408 7,25463 0,48673 15,96807 5986,51463480 0,24295 7,26088 0,48715 14,00266 4919,38364490 0,21443 7,26627 0,48751 11,81557 3873,50169500 0,17951 7,27071 0,48781 9,50120 2904,06329510 0,13934 7,27418 0,48804 7,12989 2040,52432520 0,09515 7,27665 0,48820 4,74571 1285,70710530 0,04825 7,27813 0,48830 2,36860 618,53884540 0,00000 7,27863 0,48834 0,00000 0,00000550 -0,04825 7,27813 0,48830 -2,36860 -618,53884560 -0,09515 7,27665 0,48820 -4,74571 -1285,70710570 -0,13934 7,27418 0,48804 -7,12989 -2040,52432580 -0,17951 7,27071 0,48781 -9,50120 -2904,06329590 -0,21443 7,26627 0,48751 -11,81557 -3873,50169600 -0,24295 7,26088 0,48715 -14,00266 -4919,38364610 -0,26408 7,25463 0,48673 -15,96807 -5986,51463620 -0,27709 7,24762 0,48626 -17,59955 -6998,46295630 -0,28148 7,24003 0,48575 -18,77676 -7865,18991640 -0,27709 7,23205 0,48521 -19,38345 -8492,93705650 -0,26408 7,22397 0,48467 -19,32070 -8795,20720660 -0,24295 7,21606 0,48414 -18,51964 -8703,52489670 -0,21443 7,20864 0,48364 -16,95209 -8176,66835680 -0,17951 7,20203 0,48320 -14,63773 -7207,22995690 -0,13934 7,19654 0,48283 -11,64687 -5824,66558700 -0,09515 7,19241 0,48255 -8,09834 -4094,39966710 -0,04825 7,18984 0,48238 -4,15250 -2113,01294720 0,00000 7,18897 0,48232 0,00000 0,00000
D = 0,0924 m p0 = 102000 N/m2 λ = 0,286
S = 0,08965 m pa = 140000 N/m2 n1 = 1,360
Ap = 0,0067 m/s2 pr = 130000 N/m2 ρ= 1,495
18
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
p z = 14955302 N/m2 n2
= 1,280
R =S/2 = 0,04482621
p'I = 1706796,08/m2
Va = 0,632 ω = πn/30 = 461rad
Vc = 0,030 rad/sec
Vz = 0,045
Vt = 2,406
mb = 1,34183893 kg 200 kg/m2
mp = 1,27474699 kg 190 kg/m2 N = Ftgβ
vp = rω ∙ (sinα + λa/4cos2α)
mAC = 1,0063792 kg 150 kg/m2 S = F/cosβ
ap = rω 2 ∙ (cosα - λcos2α)
T = Ssin(α + Beta)
β = arcsin(λsinα)
mj = mp + mIb = 1,643752694 kg/m2 Z = Scos(α +β)
m1b = 0,275 mb = 0,369005707 kg/m2 M = F ∙ R
m2b = 0,725 mb = 0,972833227 kg/m2
Fg = (pg - p0) ∙ Ap
Fj = - mj rω 2(cosα + λcos2α)
F = Fg + Fj
Ψ (unghiul dintre manivele în grade)=180 Fcb = - m2b ∙ ω2 ∙ R = -
7651,52
α xp Vx px vx ax Fg Fj F
[grd] [mm] [l] [N/m2] [m/s] [m/s2] [N] [N] [N]
0 0,0000 0,0301 102000 0,00 10112,4 0,0 -16622,3 -16622,3
19
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
10 0,0009 0,0359 140000 4,18 9857,4 254,9 -16203,1 -15948,1
20 0,0035 0,0532 140000 8,15 9112,3 254,9 -14978,4 -14723,4
30 0,0076 0,0811 140000 11,71 7935,1 254,9 -13043,3 -12788,3
40 0,0131 0,1182 140000 14,71 6415,3 254,9 -10545,2 -10290,2
50 0,0198 0,1627 140000 17,03 4665,4 254,9 -7668,8 -7413,9
60 0,0272 0,2127 140000 18,58 2809,0 254,9 -4617,3 -4362,3
70 0,0351 0,2659 140000 19,37 968,6 254,9 -1592,1 -1337,2
80 0,0433 0,3203 140000 19,41 -745,9 254,9 1226,1 1481,0
90 0,0512 0,3738 140000 18,78 -2247,2 254,9 3693,8 3948,8
100 0,0588 0,4247 140000 17,57 -3477,5 254,9 5716,1 5971,0
110 0,0658 0,4716 140000 15,92 -4411,5 254,9 7251,4 7506,4
120 0,0720 0,5134 140000 13,94 -5056,2 254,9 8311,1 8566,1
130 0,0774 0,5494 140000 11,74 -5445,9 254,9 8951,7 9206,6
140 0,0818 0,5790 140000 9,43 -5634,9 254,9 9262,3 9517,3
150 0,0852 0,6020 140000 7,07 -5687,9 254,9 9349,4 9604,4
160 0,0877 0,6185 140000 4,70 -5669,4 254,9 9319,1 9574,1
170 0,0892 0,6283 140000 2,34 -5634,0 254,9 9260,9 9515,9
180 0,0897 0,6316 140000 0,00 -5618,0 254,9 9234,6 9489,5
190 0,0892 0,6283 140993 -2,34 -5634,0 261,6 9260,9 9522,6
200 0,0877 0,6185 144052 -4,70 -5669,4 282,1 9319,1 9601,2
210 0,0852 0,6020 149428 -7,07 -5687,9 318,2 9349,4 9667,6
220 0,0818 0,5790 157579 -9,43 -5634,9 372,9 9262,3 9635,2
230 0,0774 0,5494 169241 -11,74 -5445,9 451,1 8951,7 9402,8
240 0,0720 0,5134 185549 -13,94 -5056,2 560,5 8311,1 8871,7
250 0,0658 0,4716 208263 -15,92 -4411,5 712,9 7251,4 7964,4
260 0,0588 0,4247 240153 -17,57 -3477,5 926,9 5716,1 6643,0
270 0,0512 0,3738 285715 -18,78 -2247,2 1232,6 3693,8 4926,4
280 0,0433 0,3203 352538 -19,41 -745,9 1680,9 1226,1 2907,0
290 0,0351 0,2659 454033 -19,37 968,6 2361,9 -1592,1 769,7
300 0,0272 0,2127 615200 -18,58 2809,0 3443,2 -4617,3 -1174,1
310 0,0198 0,1627 885420 -17,03 4665,4 5256,1 -7668,8 -2412,7
320 0,0131 0,1182 1367733 -14,71 6415,3 8492,1 -10545,2 -2053,1
330 0,0076 0,0811 2282299 -11,71 7935,1 14628,1 -13043,3 1584,8
340 0,0035 0,0532 4046140 -8,15 9112,3 26462,0 -14978,4 11483,6
350 0,0009 0,0359 6904406 -4,18 9857,4 45638,7 -16203,1 29435,6
360 0,0000 0,0301 8797237 0,00 10112,4 58338,0 -16622,3 41715,8
370 0,0009 0,0359 14955302 4,18 9857,4 99653,7 -16203,1 83450,6
380 0,0035 0,0532 12042245 8,15 9112,3 80109,4 -14978,4 65131,0
390 0,0076 0,0811 7025328 11,71 7935,1 46450,0 -13043,3 33406,7
400 0,0131 0,1182 4338865 14,71 6415,3 28426,0 -10545,2 17880,8
410 0,0198 0,1627 2881597 17,03 4665,4 18648,9 -7668,8 10980,1
420 0,0272 0,2127 2045513 18,58 2809,0 13039,4 -4617,3 8422,1
430 0,0351 0,2659 1536856 19,37 968,6 9626,7 -1592,1 8034,6
440 0,0433 0,3203 1211199 19,41 -745,9 7441,8 1226,1 8667,9
450 0,0512 0,3738 993830 18,78 -2247,2 5983,5 3693,8 9677,3
460 0,0588 0,4247 843927 17,57 -3477,5 4977,7 5716,1 10693,8
470 0,0658 0,4716 738022 15,92 -4411,5 4267,2 7251,4 11518,6
480 0,0720 0,5134 662012 13,94 -5056,2 3757,2 8311,1 12068,4
490 0,0774 0,5494 588889 11,74 -5445,9 3266,6 8951,7 12218,3
500 0,0818 0,5790 533590 9,43 -5634,9 2895,6 9262,3 12157,9
20
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
510 0,0852 0,6020 491373 7,07 -5687,9 2612,4 9349,4 11961,8
520 0,0877 0,6185 459066 4,70 -5669,4 2395,6 9319,1 11714,7
530 0,0892 0,6283 434549 2,34 -5634,0 2231,1 9260,9 11492,1
540 0,0897 0,6316 323922 0,00 -5618,0 1488,9 9234,6 10723,5
550 0,0892 0,6283 307726 -2,34 -5634,0 1380,3 9260,9 10641,2
560 0,0877 0,6185 292340 -4,70 -5669,4 1277,0 9319,1 10596,1
570 0,0852 0,6020 277723 -7,07 -5687,9 1179,0 9349,4 10528,4
580 0,0818 0,5790 263837 -9,43 -5634,9 1085,8 9262,3 10348,1
590 0,0774 0,5494 250645 -11,74 -5445,9 997,3 8951,7 9948,9
600 0,0720 0,5134 238113 -13,94 -5056,2 913,2 8311,1 9224,3
610 0,0658 0,4716 226207 -15,92 -4411,5 833,3 7251,4 8084,8
620 0,0588 0,4247 214897 -17,57 -3477,5 757,4 5716,1 6473,5
630 0,0512 0,3738 204152 -18,78 -2247,2 685,4 3693,8 4379,2
640 0,0433 0,3203 193944 -19,41 -745,9 616,9 1226,1 1842,9
650 0,0351 0,2659 184247 -19,37 968,6 551,8 -1592,1 -1040,3
660 0,0272 0,2127 175035 -18,58 2809,0 490,0 -4617,3 -4127,3
670 0,0198 0,1627 130000 -17,03 4665,4 187,9 -7668,8 -7480,9
680 0,0131 0,1182 130000 -14,71 6415,3 187,9 -10545,2 -10357,3
690 0,0076 0,0811 130000 -11,71 7935,1 187,9 -13043,3 -12855,4
700 0,0035 0,0532 130000 -8,15 9112,3 187,9 -14978,4 -14790,5
710 0,0009 0,0359 130000 -4,18 9857,4 187,9 -16203,1 -16015,2
720 0,0000 0,0301 102000 0,00 10112,4 0,0 -16622,3 -16622,3
Tabelul nr. 3.2.
α Beta N S T Z M RmUnghi Rm
[grd] [grd] [N] [N] [N] [N] [Nm] [N] [Rad]
0 0,0000 0,00 -16622,26 0,0016622,26 0,00 24273,78 0
10 0,0496 -792,22 -15967,80 -2786,4015722,81 -124,90 23539,82 0,118647
20 0,0979 -1445,69 -14794,25 -5083,6713893,38 -227,88 22136,54 0,231718
30 0,1433 -1845,83 -12920,84 -6488,4011173,58 -290,85 19911,89 0,331916
40 0,1847 -1922,54 -10468,28 -6754,70 -7997,44 -302,79 17044,52 0,407480
50 0,2207 -1662,99 -7598,08 -5839,23 -4861,50 -261,75 13808,41 0,436615
60 0,2500 -1114,04 -4502,35 -3908,94 -2234,14 -175,22 10630,43 0,376547
70 0,2718 -372,70 -1388,16 -1306,68 -468,58 -58,57 8224,57 0,159551
80 0,2852 434,27 1543,38 1521,25 260,43 68,19 7546,01 0,202987
90 0,2898 1177,30 4120,55 4120,50 -20,84 184,71 8708,82 0,492852
100 0,2852 1750,82 6222,41 6122,43 -1111,00 274,45 10689,52 0,609857
110 0,2718 2092,15 7792,48 7309,81 -2699,89 327,67 12672,22 0,614851
120 0,2500 2187,58 8841,00 7637,17 -4453,87 342,35 14313,17 0,562823
130 0,2207 2065,12 9435,38 7204,51 -6092,74 322,95 15518,04 0,482806
140 0,1847 1778,13 9681,95 6199,50 -7436,83 277,90 16312,33 0,389850
150 0,1433 1386,27 9703,91 4830,91 -8415,94 216,55 16777,99 0,292066
160 0,0979 940,08 9620,10 3274,82 -9045,54 146,80 17015,18 0,193673
170 0,0496 472,70 9527,63 1646,33 -9384,31 73,80 17115,19 0,096339
180 0,0000 0,00 9489,54 0,00 -9489,54 0,00 17141,06 0,7826
190 -0,0496 -473,03 9534,30 -1647,48 -9390,88 -73,85 17121,84 0,096369
21
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
200 -0,0979 -942,75 9647,41 -3284,12 -9071,23 -147,21 17042,17 0,193918
210 -0,1433 -1395,40 9767,82 -4862,73 -8471,37 -217,98 16840,24 0,292927
220 -0,1847 -1800,16 9801,93 -6276,32 -7528,99 -281,34 16426,81 0,392043
230 -0,2207 -2109,13 9636,44 -7358,03 -6222,56 -329,83 15704,48 0,487626
240 -0,2500 -2265,62 9156,41 -7909,63 -4612,76 -354,56 14593,65 0,572804
250 -0,2718 -2219,80 8267,93 -7755,81 -2864,63 -347,66 13066,82 0,635462
260 -0,2852 -1947,85 6922,65 -6811,41 -1236,03 -305,33 11197,49 0,653914
270 -0,2898 -1468,77 5140,71 -5140,64 -26,00 -230,44 9239,61 0,590010
280 -0,2852 -852,39 3029,37 -2985,93 511,19 -133,85 7739,52 0,396078
290 -0,2718 -214,53 799,05 -752,15 269,73 -33,72 7420,01 0,101542
300 -0,2500 299,85 -1211,82 1052,10 -601,32 47,16 8319,63 0,126799
310 -0,2207 541,19 -2472,64 1900,26 -1582,07 85,18 9427,10 0,202964
320 -0,1847 383,59 -2088,65 1347,71 -1595,66 60,41 9344,88 0,144723
330 -0,1433 -228,74 1601,21 -804,07 1384,68 -36,04 6318,21 0,127608
340 -0,0979 -1127,58 11538,84 -3965,0310836,21 -177,74 5085,64 0,894111
350 -0,0496 -1462,21 29471,88 -5142,8829019,69 -230,54 21978,35 0,236187
360 0,0000 0,00 41715,77 0,0041715,77 0,00 34064,25 -0,00068
370 0,0496 4145,40 83553,51 14580,1982271,54 653,57 76031,11 0,192961
380 0,0979 6395,22 65444,26 22488,2861459,16 1008,06 58317,97 0,395874
390 0,1433 4821,84 33752,89 16949,5229188,54 759,78 27406,75 0,666760
400 0,1847 3340,69 18190,17 11737,2813896,72 526,14 13295,34 1,081813
410 0,2207 2462,92 11252,89 8648,00 7199,97 387,66 8659,79 1,518628
420 0,2500 2150,81 8692,41 7546,74 4313,31 338,29 8252,08 1,154332
430 0,2718 2239,38 8340,83 7851,26 2815,52 351,94 9221,13 1,018729
440 0,2852 2541,60 9032,84 8903,31 1524,23 399,10 10807,99 0,96803
450 0,2898 2885,21 10098,25 10098,12 -51,07 452,66 12700,46 0,919169
460 0,2852 3135,64 11144,04 10964,97 -1989,75 491,52 14600,84 0,849547
470 0,2718 3210,43 11957,66 11216,99 -4143,02 502,82 16276,73 0,760305
480 0,2500 3081,98 12455,68 10759,65 -6274,85 482,31 17598,69 0,657815
490 0,2207 2740,67 12521,90 9561,26 -8085,80 428,60 18414,15 0,545954
500 0,1847 2271,49 12368,32 7919,62 -9500,26 355,01 18891,90 0,432571
510 0,1433 1726,54 12085,76 6016,6810481,67 269,70 19105,31 0,320374
520 0,0979 1150,27 11771,07 4007,0411068,05 179,62 19143,63 0,210873
530 0,0496 570,87 11506,25 1988,2211333,17 89,12 19088,51 0,1043
540 0,0000 0,00 10723,51 0,0010723,51 0,00 18375,03 -0,14496
550 -0,0496 -528,60 10654,32 -1841,0110494,06 -82,53 18238,73 0,101111
560 -0,0979 -1040,43 10647,09 -3624,4210011,20 -162,47 18030,75 0,202392
570 -0,1433 -1519,64 10637,49 -5295,68 -9225,62 -237,39 17688,47 0,304049
580 -0,1847 -1933,35 10527,17 -6740,70 -8086,05 -302,16 17120,40 0,404678
590 -0,2207 -2231,63 10196,16 -7785,42 -6584,00 -348,99 16225,37 0,500460
600 -0,2500 -2355,68 9520,38 -8224,04 -4796,12 -368,65 14919,07 0,58385
610 -0,2718 -2253,36 8392,91 -7873,04 -2907,93 -352,92 13171,43 0,640674
22
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
620 -0,2852 -1898,17 6746,07 -6637,66 -1204,50 -297,54 11067,41 0,64318
630 -0,2898 -1305,62 4569,68 -4569,62 -23,11 -204,84 8932,04 0,537044
640 -0,2852 -540,39 1920,54 -1893,00 324,08 -84,86 7568,01 0,252815
650 -0,2718 289,96 -1079,98 1016,59 -364,56 45,57 8080,28 0,126145
660 -0,2500 1054,02 -4259,75 3698,31 -2113,76 165,78 10442,13 0,362028
670 -0,2207 1678,04 -7666,84 5892,07 -4905,49 264,12 13870,65 0,438726
680 -0,1847 1935,07 -10536,54 6798,74 -8049,58 304,76 17109,86 0,408635
690 -0,1433 1855,52 -12988,63 6522,4411232,20 292,38 19978,41 0,332570
700 -0,0979 1452,28 -14861,66 5106,8413956,69 228,92 22203,48 0,232079
710 -0,0496 795,56 -16034,98 2798,1215788,95 125,43 23606,89 0,118809
720 0,0000 0,00 -16622,26 0,0016622,26 0,00 24273,78 -0,35584
alfa M1 M2 M3 M4 Mt=Sum(M1,M4)0 0,0 0,0 0,000 0,0 0,010 -124,9 -73,9 -82,5 653,6 372,320 -227,9 -147,2 -162,5 1008,1 470,530 -290,9 -218,0 -237,4 759,8 13,640 -302,8 -281,3 -302,2 526,1 -360,250 -261,8 -329,8 -349,0 387,7 -552,960 -175,2 -354,6 -368,7 338,3 -560,170 -58,6 -347,7 -352,9 351,9 -407,280 68,2 -305,3 -297,5 399,1 -135,690 184,7 -230,4 -204,8 452,7 202,1100 274,4 -133,8 -84,9 491,5 547,3110 327,7 -33,7 45,6 502,8 842,3120 342,3 47,2 165,8 482,3 1037,6130 323,0 85,2 264,1 428,6 1100,8140 277,9 60,4 304,8 355,0 998,1150 216,6 -36,0 292,4 269,7 742,6160 146,8 -177,7 228,9 179,6 377,6170 73,8 -230,5 125,4 89,1 57,8180 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0190 -73,9 653,6 -124,9 -82,5 372,3200 -147,2 1008,1 -227,9 -162,5 470,5210 -218,0 759,8 -290,9 -237,4 13,6220 -281,3 526,1 -302,8 -302,2 -360,2230 -329,8 387,7 -261,8 -349,0 -552,9240 -354,6 338,3 -175,2 -368,7 -560,1250 -347,7 351,9 -58,6 -352,9 -407,2260 -305,3 399,1 68,2 -297,5 -135,6270 -230,4 452,7 184,7 -204,8 202,1280 -133,8 491,5 274,4 -84,9 547,3290 -33,7 502,8 327,7 45,6 842,3300 47,2 482,3 342,3 165,8 1037,6310 85,2 428,6 323,0 264,1 1100,8320 60,4 355,0 277,9 304,8 998,1330 -36,0 269,7 216,6 292,4 742,6340 -177,7 179,6 146,8 228,9 377,6
23
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
350 -230,5 89,1 73,8 125,4 57,8360 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0370 653,6 -82,5 -73,9 -124,9 372,3380 1008,1 -162,5 -147,2 -227,9 470,5390 759,8 -237,4 -218,0 -290,9 13,6400 526,1 -302,2 -281,3 -302,8 -360,2410 387,7 -349,0 -329,8 -261,8 -552,9420 338,3 -368,7 -354,6 -175,2 -560,1430 351,9 -352,9 -347,7 -58,6 -407,2440 399,1 -297,5 -305,3 68,2 -135,6450 452,7 -204,8 -230,4 184,7 202,1460 491,5 -84,9 -133,8 274,4 547,3470 502,8 45,6 -33,7 327,7 842,3480 482,3 165,8 47,2 342,3 1037,6490 428,6 264,1 85,2 323,0 1100,8500 355,0 304,8 60,4 277,9 998,1510 269,7 292,4 -36,0 216,6 742,6520 179,6 228,9 -177,7 146,8 377,6530 89,1 125,4 -230,5 73,8 57,8540 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0550 -82,5 -124,9 653,6 -73,9 372,3560 -162,5 -227,9 1008,1 -147,2 470,5570 -237,4 -290,9 759,8 -218,0 13,6580 -302,2 -302,8 526,1 -281,3 -360,2590 -349,0 -261,8 387,7 -329,8 -552,9600 -368,7 -175,2 338,3 -354,6 -560,1610 -352,9 -58,6 351,9 -347,7 -407,2620 -297,5 68,2 399,1 -305,3 -135,6630 -204,8 184,7 452,7 -230,4 202,1640 -84,9 274,4 491,5 -133,8 547,3650 45,6 327,7 502,8 -33,7 842,3660 165,8 342,3 482,3 47,2 1037,6670 264,1 323,0 428,6 85,2 1100,8680 304,8 277,9 355,0 60,4 998,1690 292,4 216,6 269,7 -36,0 742,6700 228,9 146,8 179,6 -177,7 377,6710 125,4 73,8 89,1 -230,5 57,8720 0,0 0,0 0,0 0,0 0,0
24
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
alfa T1 Z1 T2 Z2 T' Z' Rp[grd] [N] [N] [N] [N] [N] [N] [N]0 0,00 -16622,2 0,00 -9489,54 0,00 -3566,36 3566,3610 -2786,40 -15722,8 -1647,48 -9390,88 -569,46 -3165,96 3216,7720 -5083,67 -13893,3 -3284,12 -9071,23 -899,78 -2411,08 2573,5030 -6488,40 -11173,5 -4862,73 -8471,37 -812,83 -1351,10 1576,7640 -6754,70 -7997,44 -6276,32 -7528,99 -239,19 -234,22 334,7750 -5839,23 -4861,50 -7358,03 -6222,56 759,40 680,53 1019,7160 -3908,94 -2234,14 -7909,63 -4612,76 2000,34 1189,31 2327,2070 -1306,68 -468,58 -7755,81 -2864,63 3224,57 1198,02 3439,9280 1521,25 260,43 -6811,41 -1236,03 4166,33 748,23 4232,9890 4120,50 -20,84 -5140,64 -26,00 4630,57 2,58 4630,57100 6122,43 -1111,00 -2985,93 511,19 4554,18 -811,09 4625,84110 7309,81 -2699,89 -752,15 269,73 4030,98 -1484,81 4295,75120 7637,17 -4453,87 1052,10 -601,32 3292,53 -1926,27 3814,62130 7204,51 -6092,74 1900,26 -1582,07 2652,13 -2255,33 3481,42140 6199,50 -7436,83 1347,71 -1595,66 2425,89 -2920,58 3796,68150 4830,91 -8415,94 -804,07 1384,68 2817,49 -4900,31 5652,55160 3274,82 -9045,54 -3965,03 10836,21 3619,93 -9940,87 10579,45170 1646,33 -9384,31 -5142,88 29019,69 3394,60 -19202,0 19499,75180 0,00 -9489,54 0,00 41715,77 0,00 -25602,6 25602,66190 -1647,48 -9390,88 14580,19 82271,54 -8113,83 -45831,2 46543,90200 -3284,12 -9071,23 22488,28 61459,16 -12886,20 -35265,1 37545,81210 -4862,73 -8471,37 16949,52 29188,54 -10906,13 -18829,9 21760,30220 -6276,32 -7528,99 11737,28 13896,72 -9006,80 -10712,8 13995,99230 -7358,03 -6222,56 8648,00 7199,97 -8003,02 -6711,26 10444,58240 -7909,63 -4612,76 7546,74 4313,31 -7728,18 -4463,04 8924,32250 -7755,81 -2864,63 7851,26 2815,52 -7803,54 -2840,07 8304,29260 -6811,41 -1236,03 8903,31 1524,23 -7857,36 -1380,13 7977,65270 -5140,64 -26,00 10098,12 -51,07 -7619,38 12,54 7619,39280 -2985,93 511,19 10964,97 -1989,75 -6975,45 1250,47 7086,65290 -752,15 269,73 11216,99 -4143,02 -5984,57 2206,37 6378,34300 1052,10 -601,32 10759,65 -6274,85 -4853,78 2836,77 5621,96310 1900,26 -1582,07 9561,26 -8085,80 -3830,50 3251,87 5024,68320 1347,71 -1595,66 7919,62 -9500,26 -3285,95 3952,30 5139,86330 -804,07 1384,68 6016,68 -10481,6 -3410,37 5933,17 6843,48340 -3965,03 10836,21 4007,04 -11068,0 -3986,04 10952,13 11654,94350 -5142,88 29019,69 1988,22 -11333,1 -3565,55 20176,43 20489,06360 0,00 41715,77 0,00 -10723,5 0,00 26219,64 26219,64370 14580,19 82271,54 -1841,01 -10494,0 8210,60 46382,80 47103,91380 22488,28 61459,16 -3624,42 -10011,2 13056,35 35735,18 38045,65390 16949,52 29188,54 -5295,68 -9225,62 11122,60 19207,08 22195,14400 11737,28 13896,72 -6740,70 -8086,05 9238,99 10991,38 14358,60410 8648,00 7199,97 -7785,42 -6584,00 8216,71 6891,98 10724,45420 7546,74 4313,31 -8224,04 -4796,12 7885,39 4554,72 9106,31430 7851,26 2815,52 -7873,04 -2907,93 7862,15 2861,72 8366,77440 8903,31 1524,23 -6637,66 -1204,50 7770,49 1364,37 7889,36450 10098,12 -51,07 -4569,62 -23,11 7333,87 -13,98 7333,88460 10964,97 -1989,75 -1893,00 324,08 6428,98 -1156,92 6532,25470 11216,99 -4143,02 1016,59 -364,56 5100,20 -1889,23 5438,86
25
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
480 10759,65 -6274,85 3698,31 -2113,76 3530,67 -2080,55 4098,09490 9561,26 -8085,80 5892,07 -4905,49 1834,59 -1590,16 2427,82500 7919,62 -9500,26 6798,74 -8049,58 560,44 -725,34 916,63510 6016,68 -10481,6 6522,44 -11232,2 -252,88 375,27 452,52520 4007,04 -11068,0 5106,84 -13956,6 -549,90 1444,32 1545,46530 1988,22 -11333,1 2798,12 -15788,9 -404,95 2227,89 2264,39540 0,00 -10723,5 0,00 -16622,2 0,00 2949,38 2949,38550 -1841,01 -10494,0 -2786,40 -15722,8 472,69 2614,37 2656,76560 -3624,42 -10011,2 -5083,67 -13893,3 729,62 1941,09 2073,69570 -5295,68 -9225,62 -6488,40 -11173,5 596,36 973,98 1142,05580 -6740,70 -8086,05 -6754,70 -7997,44 7,00 -44,31 44,86590 -7785,42 -6584,00 -5839,23 -4861,50 -973,09 -861,25 1299,48600 -8224,04 -4796,12 -3908,94 -2234,14 -2157,55 -1280,99 2509,18610 -7873,04 -2907,93 -1306,68 -468,58 -3283,18 -1219,67 3502,41620 -6637,66 -1204,50 1521,25 260,43 -4079,45 -732,47 4144,69630 -4569,62 -23,11 4120,50 -20,84 -4345,06 -1,14 4345,06640 -1893,00 324,08 6122,43 -1111,00 -4007,71 717,54 4071,44650 1016,59 -364,56 7309,81 -2699,89 -3146,61 1167,67 3356,28660 3698,31 -2113,76 7637,17 -4453,87 -1969,43 1170,06 2290,78670 5892,07 -4905,49 7204,51 -6092,74 -656,22 593,62 884,88680 6798,74 -8049,58 6199,50 -7436,83 299,62 -306,38 428,53690 6522,44 -11232,2 4830,91 -8415,94 845,76 -1408,13 1642,60700 5106,84 -13956,6 3274,82 -9045,54 916,01 -2455,57 2620,86710 2798,12 -15788,9 1646,33 -9384,31 575,90 -3202,32 3253,69720 0,00 -16622,2 0,00 -9489,54 0,00 -3566,36 3566,36
4.CALCULUL PRINCIPALELOR PIESE DIN MECANISMUL
MOTOR
26
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
ŞI DE DISTRIBUŢIE
Blocul motor si chiulasa
Blocul de cilindri preia eforturile de explozie şi forţele de inerţie ale
mecanismului bielă manivelă. Condiţia esenţială pe care trebuie să o aiba un
bloc este aceea de a asigura o rigiditate maxima.
Blocul de cilindri se realizează prin turnare. In ce priveşte construcţia
se recomanda ca el sa fie realizat sub forma unui corp cu zăbrele. Acestea
vor fi constituite din nervurile piesei turnate, iar pereţii vor fi atât de subţiri
cât permite tehnologia de fabricare.
In partea superioară a blocului se fixeaza şuruburile pentru prinderea
chiulasei. Diametrul lor variază în limitele F=(8-10) mm, iar adâncimea de
însurubare este de (1.5-2)F când blocul este din fontă.
Daca eforturile ce trebuie preluate sunt mai mari, atunci se măreşte
numărul de prezoane nu şi diametrul lor
In jurul camăşilor se va căuta să se faca secţiuni pe cât posibil mai
mici pentru trecerea apei, cu scopul de a mări viteza de curgere. Aceasta nu
trebuie sa depaşească însă 3.5 m/s pentru că există pericolul antrenarii
depozitelor inevitabile ce pot astupa canalele.
Pentru a avea dimensiuni minime pentru carter se descrie
infaşurătoarea conturului bielei la o rotaţie completă apoi se trasează
secţiunea carterului astfel ca locurile cele mai strâmte dintre perete şi corpul
bielei să fie de minim (8-10) mm din cauza barbotajului şi a corpurilor
straine
Din motive de rigiditate grosimea pereţilor va fi de (4.5-5) mm pentru
blocurile turnate din fonta
27
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Un indice de apreciere a calitaţii blocului motor este greutatea
acestuia. se recomandă ca greutatea blocului sa nu depaşeasca 25% din
greutatea motorului.
Compactitatea motorului este determinată în principal de distanţa intre
axele cilindrilor ; aceasta este determinată de arhitectura arborelui cotit, de
lungimea fusurilor maneton şi palier, de tipul şi grosimea camaşilor de
cilindru, de marimea interstiţiului camerei de apa dintre cilindri.
Blocurile de cilindri se confectionează din Fonta cenuşie Fc 200;
Fc210; Fc240; Fc250; Fc280 STAS568-87 Dacă blocul nu are camaşile
amovibile el se toarnă din fontă de calitate pentru cilindri.
Chiulasa se toarnă frecvent din aliaje de aluminiu Un astfel de aliaj se
compune din 5% Si; 1.3% Cu; 0.5% Mg; restul aluminiu.
Chiulasele se toarna din aluminiu şi nu se recomanda turnarea sub
presiune
Capacele lagarelor arborelui cotit se toarnă din oţel pentru motoarele
mai puţin solicitate şi se forjează la motoarele mai intens solicitate.
Prezoanele se execută din oţeluri aliate, de imbunătăţire, cu crom ori nichel.
4.1.Date de intrare
Pn = 129 kW (puterea nominală)
nn = 3750 rot/min (turaţia nominală)
ε=21 (raportul de comprimare)
i = 4 (nr. de cilindri)
S = 92 mm (cursa)
D = 90 mm (alezajul)
Vt = 2.406 l mm (cilindreea totală a motorului)
28
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
4.2. Calculul cilindrului motorului:
Se alege soluţia constructivă cu camaşă uscată.
Fig 4.1. Bucşă uscată
D =92 mm (alezajul)
S =90 mm (cursa)
pmax = 14.95MPa (presiunea maximă a gazelor)
δ = 0,065 ∙ D
δ = 5,98 mm (grosimea cilindrului)
Se adoptă grosimea
δ = 6 mm
D1 = D + 2 ∙ δ
D1 = 102,8 mm
29
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Se adoptă D1 = 103mm
4.2.1. Verificarea tensiunilor sumare:
Dmed =
` Dmed = 97,5 mm
nc =
nc = 1,122mm
Se adoptă Dbe = 113 mm
nb =
nb = 1,094
ξ = 1
12
2
nc
nc
ξ = 8,892
ξb= 1
12
2
nb
nb
ξb = 11,141
pf =
σec = ξc ∙ pf
σec = 35.567 bar
σeb = ξb ∙ pf
σeb = 44.564 bar
4.3. Calculul pistonului:
30
2
21 DD
D
D1
1D
Dbe
m
N5104
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Fig 4.2. Pistonul
Se adoptă următoarele valori:
H =84 mm (lungimea pistonului)
L = 57 mm (lungimea mantalei)
l1 = 55,5 mm
l2 = 28,5 mm
h = 9,5 mm (înălţimea de protecţie a segmentului de foc)
δ = 17 mm (înălţimea camerei de ardere)
c1 = 13 mm
ri = 13,5mm (raza interioară)
4.3.1. Verificarea capului pistonului:
σf =
σf = 6,598 MPa ≤ 30 MPa
31
2
)1max(75,0
ri
p
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
4.3.2. Verificarea secţiunii slăbite:
Aa = 5641mm2
σc =
σc = 17,618 MPa
4.3.3. Verificarea mantalei:
Nmax =
Nmax = 7695 N
Aev = D ∙ L
Aev = 5244 mm2
p =
p = 1,467 MPa 1.5 MPa
4.3.4. Determinarea diametrului pistonului la montaj:
αp = 17,5 ∙ 10-6 1/K (aluminiu)
αc = 10,7 ∙ 10-6 1/K (fontă)
Tc = 373 K (temperatura cilindrului)
Tp = 473 K (temperatura pistonului)
T0 = 293 K (temperatura iniţială)
Δs = 0,184 mm (jocul pistonului la partea superioară)
` Δi = 0,125 mm (jocul pistonului la partea inferioară)
32
Aa
Dp
4max
2
ND
p
4max08,0
2
Aev
N max
)0(1
0(1
TTp
sTTccD
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Dp =
Dp = 91,606 mm
Di =
Di = 91,665 mm
4.4.Calculul bolţului:
Bolţul de piston este solicitat în timpul lucrului de o sarcină mecanică
variabilă ca valoare şi sens iar în unele perioade de funcţionare a motorului
caracterul solicitarii se apropie de cel de şoc. Mişcarea oscilantă şi
temperatura relativ ridicata de la umerii pistonului determina condiţii
nefavorabile pentru realizarea unei frecari lichide : de aici şi uzura
accentuata a bolţului. Aceste condiţii impun ca bolţul de piston sa aibă miez
tenace şi strat superficial dur, cu un grad de netezime foarte mare. În funcţie
de oţelul din care se execută, bolţul de piston se cementează la suprafaţă pe o
adâncime de (0.5-2) mm ori se căleşte superficial prin C.I.F. pe o adâncime
de (1-1.5) mm. Duritatea stratului superficial trebuie să fie HRC=58-65 , iar
a miezului HRC=36
Pentru calculul bolţului se consideră o grindă pe două reazeme încărcată
cu o forţă uniform distribuita pe lungimea piciorului bielei. Schema de
încărcare se vede in figura. Convenţional forţa ce actionează asupra bolţului
se consideră a fi forţa maximă de presiune a gazelor diminuată de forţa de
inerţie dată de masa pistonului.
Se adoptă ca soluţie constructivă: bolţ fix
Se adoptă urmatoarele mărimi:
33
)0(1
0(1
TTpp
iTTccD
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
db = 32,5 mm (diametrul exterior al bolţului)
dbi = 18,5 mm (diametrul interior al bolţului)
l = 78,5 mm (lungimea bolţului)
j = 1,8 mm (jocul dintre piciorul bielei si bosaje)
lp = 25,5 mm (lungimea bosajelor pistonului)
b = 26,7 mm
Fig. 4.1. Bolţul
4.4.1.Verificarea la uzură:
Fgmax = 58338 N
Fjmax = 7251 N
F = Fgmax + Fjmax
pb =
pb = 87,744 MPa 90 MPa (presiunea pe suprafaţa piciorului
bielei)
pp =
34
lbdb
F
lpdb
F
2
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
pp = 39,571 MPa 54 MPa (presiunea pe suprafaţa umerilor
pistonului)
Fig. 4.2. Schema de calcul
4.4.2. Verificarea la încovoiere:
4
3 12,1
)5,121(
db
dbidb
lbbFi
σi = 173,273 MPa
σia = 350 MPa
βk = 1 (coeficientul efectiv de concentrare la sarcină variabilă)
ε = 0,8 (factorul dimensional)
γ = 1,3 (coeficientul de calitate al suprafeţei)
σ = 340 MPa (rezistenţa la oboseală pentru ciclul simetric de
încovoiere)
35
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
σ0 = 1,5 ∙ σ
σ0 = 510 MPa (rezistenţa la oboseală pentru ciclul pulsator de
încovoiere)
0
02
333,0 (coeficientul tensiunilor)
n1 =
n1 = 1,01
n1 = 1,01 2,2 (coeficientul de siguranţă)
4.4.3 Verificarea la forfecare:
Fig. 4.3.Distribuţia eforturilor
36
iak
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
4
2
2
1
185,0
db
dbidb
db
dbi
db
dbiF
MPa≤220 MPa
4.4.4. Calculul la ovalizare:
37
652,111
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Fig. 4.4 Eforturi unitare intr-o secţiune oarecare
η1 = 13
η2 = 7
η3 = 3,8
η4 = 8,8
kov = 1,38
σ1 =
σ1 =293,078 MPa
σ2 =
σ2 = 179,96 MPa
σ3 =
σ3 = 97,693 MPa
σ4 =
σ4 = 226,235 MPa
Valorile maxime admisibile pentru aceste eforturi sunt σ a = (150-
300) MPa
4.4.5. Calculul deformaţiei de ovalizare:
38
1dbl
F
2dbl
F
3dbl
F
4dbl
F
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
kov
db
dbidb
dbi
lb
F
3
6
1
1
101,2
09,0max
Δδmax = 0,0002 mm
Δ1 = 0,0005 ∙ db
Δ1 = 0,016 mm
Δδmax = 0.0002 mm ≤ mm
4.4.6. Calculul jocului la montaj:
αol = 12 ∙ 10-6 1/K (coeficientul de dilatare al materialului bolţului - oţel aliat)
αal = 20 ∙ 10-6 1/K (coeficientul de dilatare al materialului pistonului -
aluminiu)
tb = 423 K (temperatura bolţului)
tb = 427 K (temperatura pistonului)
t0= 293 K (temperatura mediului ambiant)
Δ =
Δ = - 0,02mm
4.6. Calculul segmenţilor:
În ansamblul lor segmenţii realizează etansarea pe baza efectului de
labirint, cu alte cuvinte spaţiile dintre segmenţi permit destinderea treptată a
gazelor şi prelungesc drumul parcurs de acestea. astfel în zona ultimului
39
008,02
1
)(1
)0()0(1
totpal
ttpalttboldb
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
segment viteza de curgere şi cantitatea de gaze scad pâna la valori
practic neglijabile
Se consideră o eficienţa normala, dacă presiunea gazelor dupa ultimul
segment reprezintă 3-4% din valoarea presiunii în cilindru, iar volumul de
gaze scăpate este cuprins intre 0.2-1% din volumul încărcăturii proaspete
admise în cilindri. Aceste valori se determină experimental
Calculul segmentului urmăreşte stabilirea urmatoarelor obiective:
determinarea presiunii medii elastice pentru stabilirea formei segmentului in
stare libera şi montata: determinarea celor doua dimensiuni de baza a
segmentului: verificarea eforturilor unitare ce apar în segment la deschiderea
lui astfel încât la montaj să nu depăşească valoarea admisibilă:determinare
jocurilor la rece şi la cald precum şi verificarea rosturilor la cald pentru a
preveni impactul intre capete in timpul funcţionării.
Fig 4.5. Tensiuni la montare pe piston
40
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
4.6.1. Presiunea medie elastică:
Se adoptă fontă aliată cu grafit nodular având următoarele
caracteristici:
- 300 ... 380 HB
E = 1,2 ∙ 105 MPa
g elast = 0,196
S0 = 12
t = 4 mm
pe =
pe = 0,223 MPa ≤ 0,4 MPa (pentru segmenţii de compresie)
4.6.2. Tensiunea la montarea pe piston:
p = 2 (coeficient care depinde de metoda de montaj a segmentului)
2
1
0
)3(
11
2max'
t
D
t
S
gE
pelast
41
t
D
t
Dt
S
Eg elast
3
1
0
3
425,0
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
MPa ≤ 230 MPa
4.6.3. Grosimea radială t:
kn = 1,742
σa = 300 MPa
x =
x = 23,159
t =
t=3,973mm
4.6.4. Tensiunea maximă:
2
1
0
)3(
2max
t
Dt
S
Eg
kn
elast
978,291max MPa ≤ 450 MPa
4.6.5. Jocul la capetele segmentului în stare caldă:
Δ’3 = 0,0015 ∙ D
Δ’3 = 0,138 mm
42
pekn
a
815,05,0
x
D
498,163max'
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
4.6.6. Jocul la capetele segmentului :
Δ3 = 0,003 ∙ D
Δ3 = 0,276 mm
4.7. Calculul bielei:
În timpul funcţionării biela este solicitată de forţele de presiune a gazelor şi
de forţele de inerţie variabile ca marime şi sens. Datorita acestor forţe, biela
este solicitata la compresiune, întindere şi încovoiere transversală.
4.7.1.Calculul piciorului bielei:
Dimensiunile principale ale piciorului bielei se iau orientativ conform
datelor din literatura de specialitate.
Ochiul bielei este solicitat la întindere de forţa de inerţie a ansamblului
pistonului, la compresiune de forţa de presiune a gazelor.
Pentru a efectua calculele de rezistenţă se consideră piciorul bielei ca o bară
curbă încastrată în regiunea de racordare C-C cu corpul bielei.
Forţa de inerţie se consideră că acţionează uniform repartizată pe jumatatea
superioară a piciorului bielei
În secţiunea periculoasă C-C va apare momentul încovoietor
43
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Diametrul exterior al piciorului
de = 1,53 ∙ db
de = 49,4 mm
Grosimea radială
hp = 0,2 ∙ db
hp = 5,85 mm
Grosimea radială a bucşei
hb = 0,08 ∙ db
hb = 2,6 mm
Unghiul de încastrare
=2.094 rad
Forţa de întindere
n = 4000
44
180120
c
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
6,3
1
Fjp =
Fjp = 16763
rm =
rm = 21,775 mm0
Ma =
Ma = 639,464 N ∙ m
Fn =
Fn = - 74027,089
Fn = - Fn
Fn = 74027,089 N/mm2
Tensiunile de întindere în secţiunea A-A:
Ep = 2,1 ∙ 105 MPa
Eb = 1,15 ∙ 105 MPa
a = 24,6 (lăţimea piciorului bielei)
k =
k = 0,82 mm
în fibra exterioară
= MPa
în fibra interoară
45
min
rot
)1(30
2
n
rmp
4
22 hpde
120A
)cos459,0cos072,00268,0542,0(1000
AAAAr
Fjp m
AAAFjp sin5,0cos0458,0072,0
bp
p
haEbaEph
haEp
688,2342
62
1
pmp
pm
p hrh
hrMaFnk
ha
13,2302
62
1
Fnk
hrh
hrMa
ha pmp
pm
p
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
= MPa
Solicitarea de compresiune:
180120
c
rad (unghiul de încastrare)
Piciorul bielei este solicitat şi la compresiune de forţa Fc.
Fc =
Fc = 82618,77 N
M’0 = Fc ∙ rm ∙ 0,0011
M’0 = 1978,926 N · m
N’0 = Fc ∙ 0,003
N’0 = 247,856 N
Nc = 1100,265N
Mc = - 16582,278N · m
Nckovhprhp
hprMc
ahpce
m
m
2
62
1
σce = - 105,139 MPa (efortul de compresiune din fibra exterioară)
46
094,2c
FjppD
max4
2
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Nckovhprhp
hprMc
ahpci
m
m
2
62
1
σci = 150,763 MPa (efortul de compresiune din fibra interioară)
Intervalul pentru valorile admisibile ale tensiunilor de comprimare
150- 300 MPa
Tensiuni produse de presiunea dintre bucşă şi picior
Δm = 0,01
d = db
Δt = (de – 2 ∙ hp)(18,10-6 – 10 ∙ 10-6)(400 - 297)
Δt = - 0,04
ν = 0,3 coeficientul lui Poisson
di = de – 2 ∙ hp
di = 37,7 MPa
c = 0,001
f =
f = 0,002
pf =
pf = 13,137 MPa
Eforturile unitare la fretaj
σi = MPa
σi = 112 MPa
σe = MPa
σe = 99 MPa
Coeficientul de siguranţă conform ciclului simetric de încărcare
47
diEbddi
ddi
22
22
fc
tm
668,4422
22
dide
didepf
531,31222
2
dide
dipf
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Se alege oţel aliat cu
σt = 370
βk = 1
ε = 0,8
γ = 0,7
ψ = 0,12
σa = 1
Deformaţia piciorului
I =
I = 383,72 mm4 (momentul de inerţie al piciorului bielei)
IEb
ArFjp m
6
23
10
908
δ = 0,028 mm (deformaţia bielei datorita forţelor de inerţie)
48
12
3hpa
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
4.7.2. Calculul corpului bielei:
Fig.4.7. Schema de calcul a bielei
Dimensiunile caracteristice
HII = 0,75 ∙ db mm
HII = 24.375mm
HIII = 1,35 ∙ HII
HIII = 32,906 mm
49
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
B = 0,75 ∙ HII
B = 18.281mm
mp = 0,882 kg (masa pistonului)
mb = 1,434 kg (masa bielei)
m1b = 0,275 ∙ mb
m1b = 0,394 kg (masa piciorului)
m2b = 0,725 ∙ mb
m2b = 1,04 kg (masa capului)
mcp = 0,3 ∙ m2b
mcp = 0,312 kg (masa capacului de biela)
r = 31 ∙ 10-3 m (raza manetonului)
n = 4000 rot/min (turaţia nominală)
6,3
1
4.7.3.Calculul la intindere şi compresiune:
mj = (m1b + mp)
mj = 1,276 kg
F =
F = - 8584,67 N
Fcp =
Fcp = 90797,101N
A = 362 mm2 (aria secţiunii care se calculează)
σc =
σc = 250,821MPa
σi =
50
130
2n
rmj
130
max4
22 nrmjp
D
A
Fcp
A
F
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
σi = - 23,715 MPa
σadm = 150 - 300 MPa
4.7.4.Calculul la flambaj:
Fig4.8. Schema de flambaj
σf =
σf = 275,903 MPa σadm = 150 - 300 MPa
4.7.5.Calculul coeficientului de siguranţă:
σ1t = 450 MPa
β = 1
51
A
Fcp1,1
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
ε = 0,7
ψ = 0,2
γ = 1,1
σmax = σf
σmin = σi
σa =
σa = 149,8 MPa
σm = 126,1 MPa
c =
c = 2,048 (c recomandat = 2 – 2,5)
4.7.6.Efort unitar de întindere în secţiunea dinspre picior
σt = 20,03 MPa
4.7.7 Calculul capului bielei:
Capul bielei se verifica la întindere sub acţiunea forţei de inerţie
52
2
minmax
ma
t
1
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Ipotezele de calcul sunt :-forţa de inerţie se repartizează pe capac dupa o lege sinusoidala. -secţiunea periculoasă se află in dreptul locaşurilor şuruburilor de biela-capul bielei este o bară curbă continua, capacul fiind montat cu strangere.-cuzineţii se deformează împreună cu capacul bielei preluând o parte din efort proporţional cu momentul de inerţie a
Fig4.9.Capul bielei
secţiunii transversale.În această situaţie efortul unitar de întindere în fibra interioară este :
Fjc =
Fjc = - 12415,418 N
Icp = 5716,66 mm4 (momentul de inerţie al capacului)
Ic = 32,5 mm4 (momentul de inerţie al cuzinetului)
Acp = 328 mm (aria secţiunii capacului)
Ac = 72,6 mm2 (aria secţiunii cuzinetului)
Wcp = 816,66 mm3 (modulul de rezistenţă al capacului)
lp = 77,7 mm (distanţa dintre axele şuruburilor bielei)
AcAcpWcp
Icp
Ic
lpFjc
4,0
1
023,0
MPa (σadm = 160 - 300 MPa)
4.7.8.Calculul coeficientului de siguranţă pentru ciclul pulsator:
c =
c = 1,919 (c recomandat = 2.5-3)
53
mcpbmbmmpn
r
211
30
564,141
1max
12
t
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Calculul deformaţiei:
IcIcoEb
lpFjc
20024,0
mm
4.7.9. Calculul şuruburilor de biela:
z = 2
χ = 0,15
Fi = Fjc
Fi = z
Fi
Fi = - 6207,7 N
Fsp = 2 ∙ Fi1
Fsp = - 12415,4 N
Fs = Fsp + χ ∙ Fi1
Fs = - 13346,6 N
cc = 2 (coeficient de siguranţă)
c1 = 1,3 (factor ce ţine seama de solicitările la torsiune)
c2 = 1,2 (factor ce ţine seama de curgerea materialului)
ds =
σc = 1200 MPa (limita de curgere a materialului şuruburilor)
ds = 7,95 mm (daimetrul şurubului)
Se adoptă ds = 8 mm
d’s =
54
0004,0
c
Fs
c
ccc
2
14
c
Fscc
4
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
d’s = 8,4 mm (diametrul părţii nefiletate)
Se adoptă d’s = 9 mm
Calculul coeficientului de siguranţă:
As =
As = 49,63 mm2 (aria şurubului la diametrul fundului filetului)
As
Fsmax
As
Fspmin
235,221max MPa
8,205min MPa
2
minmax m
2
minmax v
517,213m MPa
717,7v MPa
β = 5,2
ε = 0,85
γ = 1,2
ψ = 0,2
σ1 = 600 MPa
c =
c = 3,82 (c recomandat = 2.5-4)
55
4
2ds
mv
1
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
4.8. Calculul arborelui cotit:
Având în vedere condiţiile de funcţionare, prin calcul, arborele cotit se
verifică la presiune specifică şi încălzire, la oboseală şi la vibraţii de
torsiune.
Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui
adoptându-se prin prelucrarea statistică a dimensiunilor arborilor cotiţi
existenţi.
4.8.1.Calculul braţului arborelui cotit
Fig.4.10 Braţul arborelui cotit
dm = 57,92 mm
lm = 0,7 ∙ dm diametrul fusului maneton
lm = 32,8 mm lungimea fusului maneton
56
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
dp = 0,87 ∙ D
dp = 80,04 mm fusului palier
h = 0,35 ∙ dm
h = 22,5 mm grosimea braţului
Se adoptă următoarele mărimi:
dm = 57,5 mm (diametrul fusului maneton)
lm = 32,3 mm (lungimea fusului maneton)
dp =80 mm (diametrul fusului palier)
lp = 35,5 mm (lungimea fusului palier)
b = 100 mm (laţimea braţului)
h = 23 mm (grosimea braţului)
a = 26 mm
Rmmax = 46621N (forţa maximă ce încarcă fusul maneton)
Rpmax = 38274 N (forţa maximă ce încarcă fusul palier)
pmmax =
pmmax = 25.102 MPa
ppmax =
ppmax = 13.477 MPa
Rmm = 6579 N (media aritmetică ale forţelor care încarcă fusurile
manetoane)
Rpm = 12548 N (media aritmetică ale forţelor care încarcă fusurile
paliere)
pm =
pm = 3.542 MPa
pp =
57
lmdm
Rm
max
lpdp
Rp
max
lmdm
Rmm
lpdp
Rpm
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
pp = 4,418 MPa
ξ = 1,06
Km =
Km = 2714521,246
Kp =
Kp = 4975191,294
4.8.2. Verificare la oboseală:
4.8.2.1. Verificarea fusurilor la presiune şi încălzire
Fig.4.11. Sensul forţelor pe fusurile arborelui cotit
Mpmin = -3023,6 N · m
58
3
60
ndmpm
3
60
ndppp
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Mpmax = 5107,42 N · m
Wp =
Wp = 50265,482 mm3
Wp
Mpp
310minmin
153,60min MPa
609,101max MPa
τ1 = 180
2
minmax pppa
2
minmax pppam
γ = 1,2
x = 2,5
τ0 = 1,8 ∙ τ1
ψr =
Cp =
Cp = 1,054 (coeficient de siguranţă pentru solicitarea la încovoiere)
4.8.2.2. Calculul fusului maneton la oboseală:
Mtmax = 505560 N · m
Mtmin = -262876 N · m
Wpm =
59
32
3dp
Wp
Mpp
310maxmax
0
012
pmrpax
1
3
16dm
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Wpm = 37327,888 mm3
Wpm
Mt maxmax
544,13max MPa
Wpm
Mt minmin
042,7min MPa
βτ = 2
εr = 0,7
ψr = 0,1
γt = 1,1
τ1 = 180
τa =
τ m =
Cτ =
Cτ = 6,652 (coeficientul de siguranţă pentru solicitarea la torsiune)
Mimax = 492823 N · m
Mimin = - 379376 N · m
Wm =
Wm = 37327.888 mm3
Wm
Mi maxmax
MPa
60
2
minmax
2
minmax
mrart
1
3
16dm
203,13max
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Wm
Mi minmin
MPa
βσ = 2
εr = 0,7
ψr = 0,1
γσ = 0,8
σ1 = 280
σm =
Cσ =
Cσ = 6,686 (coeficientul de siguranţă pentru solicitarea de încovoiere)
Cm =
Cm = 4,716 (coeficienul de siguranţă global)
4.8.3.Calculul braţului arborelui cotit:
61
163,10min
2
minmax
mrar
1
22 CC
CC
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Fig.4.11. Sensul forţelor pe fusurile arborelui cotit
Bzmax = 76423
Bzmin = 65924
hbhb
aBz
16maxmax
2
596,258max MPa
hbhb
aBz
16minmin
2
07,223min MPa
σm =
σa =
γσ = 1,1
ψσ = 0,1
x = 1,5
σ1 = 280
62
2
minmax
2
minmax
max
1
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Cσ =
Cσ = 5,796 (coeficientul de siguranţă pentru solicitarea de încovoiere)
K = 0,27
Tmax = 23545
Tmin = - 9854
2
max5,0max
hbK
Ta
MPa
MPa
MPa
2
minmax m
2
minmax a
x = 2
ψt = 0,1
γt = 1,1
Ct =
Ct = 6,37 (coeficientul de siguranţă pentru solicitarea la torsiune)
Cbr =
Cbr = 4,287 (coeficientul de siguranţă global)
4.9. Calculul mecanismului de distribuţie:
63
43,21max
2
min5,0min
hbK
Tam
969,8min
mtat
x
1
22 CtC
CtC
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Fig.4.13. Fazele de distribuţie
Fig.4.14 Supapa
4.9.1. Parametri principali ai distribuţiei:
da = 38 mm (diametrul talerului supapei de admisie)
dca = 0,925 ∙ da
64
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
dca = 33,15 mm (diametrul canalului de admisie)
de = 33 mm (diametrul talerului supapei de evacuare)
dce = 0,865 ∙ de
dce = 28.5 mm (diametrul canalului de evacuare)
δ = 6,5 mm (diametrul tijei supapei)
Wm =
Wm = 12 m/s (viteza medie a pistonului)
i = 2 (numărul supapelor de admisie şi evacuare)
Wca =
Wca = 42,559 m/s (viteza gazelor la admisie - se recomandă să fie
între limitele 40..80 m/s)
Wce =
Wce = 65,734 m/s (viteza gazelor la evacuare - se recomandă să fie
între limitele 70..100 m/s)
Aca = 937,194 mm2 (aria secţiunii efective de trecere la admisie)
Ace
Ace = 606,773 mm2 (aria secţiunii efective de trecere la evacuare)
h =9 mm (înălţimea maximă de ridicare a supapelor)
45
Asamax =
Asamax = 792,721 mm2
Asemax =
Asemax = 660,668 mm2
Wsa =
65
30
10 3 nS
Wmidca
D
)( 22
2
Wmidce
D
)( 22
2
22
4dce
2
180cos
180sin
180cos
hdcah
2
180cos
180sin
180cos
hdceh
iAsa
DWm
max4
2
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Wsa = 65,709 m/s (viteza gazelor la admisie pentru înălţimea
maximă de ridicare a supapelor – se recomandă să fie între limitele
70..90 m/s)
Wsea =
Wse = 78,67 m/s (viteza gazelor la evacuare pentru înălţimea maximă
de ridicare a supapelor - se recomandă să fie între limitele 80..100 m/s)
4.9.2. Determinarea profilului camei:
Se foloseşte o camă profilată dupa metoda polinomială
a = 8
p = a + 2
q = p + a
r = q + a
s = r + a
hm = 0,004
30
n
180900
18090
180
89
... 180
90
Cp = psprpqp
srq
2
2
Cq = qsqrpqq
srp
2
2
66
iAse
DWm
max4
2
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Cr = rsqrprr
sqp
2
2
Cs = rsqspss
rqp
2
2
C2 = 2222
srqp
srqp
srqp
CsCrCqCpChmhs00000
212
1111
0000022
0
srqp
CssCrrCqqCppChmvs
2
222
2
2
01
01
01
0122
0 s
rqp
Csss
CrrrCqqqCpppC
hmas
67
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
4.9.3. Calculul de rezistenţă al pieselor mecanismului:
md’ = 40 g/cm2
md = md’ ∙ Aca ∙ 10-2
68
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
md = 374,878 g (masele reduse ale mecanismului)
4.9.4.Calculul arcurilor supapei
ps = 1,4 ∙ 105 N/m2 (presiunea de supraalimentare)
pr = 1,1 ∙ 105 N/m2 (presiunea în cilindru în timpul evăcuarii)
kr = 2 (coeficient de rezervă)
Fga =
Fga = 29,11 N
F0 = 25 N
Fmax = Kr ∙ F0
Fmax = 50 N
Dr = 0,9 ∙dca
Dr = 28,82 mm (diametrul arcului)
γ = 1,24
τ = 500 MPa (rezistenţa admisibilă pentru oţelul de arc)
d =
d = 3,017 mm (diametrul sârmei de arc)
G = 8,1 ∙ 104 MPa (modulul de elasticitate transversal)
ir =
ir = 5,153
i = ir + 2
i = 7,152 (numărul spirelor active)
6,0min mm (jocul minim între spirele arcului)
69
prpsdca
4
1023
DrF max8
Dr
FdG max
minmax
ir
Fd
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
t =
t = 5,251 mm (pasul arcului)
4.9.5. Calculul arborelui de distribuţie:
Fig.4.15. Arborele de distributie
Fr = 15,6 N
Fjmax = 16,5 N
Fg = 13,2 N
ls = 41 mm
l1 = 50 mm
lt = 104 mm
b = 21 mm
Ft =
rb
EFt
418,0
188,26 MPa σadm=600..1200 MPa)
70
lt
lsFgFjFr max
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
l = 125 mm
d =28 mm (diametrul arborelui)
f =
f = 0,079 mm (săgeata de încovoiere)
5.Calculul instalatiilor de racire si ungere
5.1.Calculul instalatiei de racire
Puterea nominală Pe = 129 kW
Turaţia nominală nn= 3750 rpm
Instalaţiile de răcire au rolul de a evacua spre exterior o anumită
cantitate de caldură dezvoltată prin arderea amestecului carburant în scopul
asigurării unui regim termic normal de funcţionare a motorului.
5.1.1Calculul cantităţii de căldură evacuată prin sistem
Fracţiunea de caldură evacuată prin sistemul de răcire:
fr = 20 - 25 % [M.A.C.]
71
4
22 118,6
dlE
lllFt
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Fluxul termic notat cu Qr este parametrul de bază utilizat pentru
calculul
instalaţiei de răcire.
Valoarea lui se stabileşt e astfel:
cu ajutorul relaţiei:
se adoptă "criteriul de încărcare specifică" qr = 2000 (kJ/kWh)
( 220000(kJ/h)
5.1.2.Calculul radiatorului
Radiatorul este un schimbător de căldură cu curenţi încrucişaţi aşa
cum reiese din figura
72
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Fig.5.1 Radiatorul
Se adoptă urmatoarele mărimi:
Temperatura aerului la intrare (tia) 40°C
Temperatura aerului la ieşire (tea) 52°C
Temperatura lichidului la intrare (til) 98°C ..(1)
Temperatura lichidului la ieşire (tel) 92°C
Folosind aceste notaţii se pot stabili următorii parametrii:
Temperatura medie a aerului în radiator (tma)
Temperatura medie a lichidului în radiator (tml)
Radiatorul trebuie sa preia fluxul de căldură conform legii:
73
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Se adoptă Krad = Caer = 250(kJ/m2hk) (85…500)
K rad - Coeficientul global de schimb de căldură
Suprafaţa de schimb de căldură în contact cu aerul :
1817,25 m2
5.1.3.Debitul de lichid ce trebuie sa treacă prin radiator pentru a prelua
căldura:
12643,68 (l/h)
unde:
Se adoptă viteza de curgere a lichidului prin radiator
w1 = (0.4…0.8) m/s
w1= 0,7 = 2520 m/h
5.1.4.Calculul numărului de tuburi
Se adoptă raza tubului r = 3,5 mm
74
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
At = 38,485 mm2 = 0,0385 m2
Numărul de tuburi (it)
130.37 tuburi
Se adoptă it = 130 tuburi
Suprafaţa de răcire în contact cu lichidul
se adoptă hrad = 600 mm Înălţimea radiatorului
1,715m2
Coeficientul de nervurare
9,76 (admis între valorile 7…10)
Statistic s-a constatat că
(0.15…0.2) (m2/kW)
0,16 (m2/kW)
5.1.5.Capacitatea sistemului de răcire
V1 se determină din condiţia că numarul de treceri ale lichidului prin
circuit să fie
Zt = 10 – 20 treceri într-un minut.
zt = numărul de treceri într-un minut = 720
(10…20) treceri/oră
0,018 (m3/trecere) = 17,56 (kg/trecere)
Valori admise Vl/Pe = (0,11…0.22) (l/kW) = 0,16(l/kW)
75
ia
ea
t
tK
273
2732
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Coeficientul de compactitate (jcom) care reprezintă raportul dintre
suprafaţa de răcire în contact cu aerul şi volumul elementului de
răcire:
Se adoptă Lrad = 0,65 m
lrad = 0,04 m Adâncimea radiatorului
Af = 0,39 m2 Aria frontală a radiatorului
1106,08 (m2/m3)
Se adoptă construcţia cu tuburile amplasate pe orizontală .
5.1.6. Calculul ventilatorului
Calculul ventilatorului trebuie să se desfăşoare în stransă legatură cu
radiatorul cu care lucrează.
Se adoptă:
K1 = 1,1
K2 = 1,03
Af = 0,39 m2
Wa = 11 m/s (9…13) m/s
Debitul de aer pe care trebuie să-l asigure ventilatorul:
2
Căderea de presiune în circuitul de aer:
Căderea de presiune în radiator = 235 (N/m2)
Căderea de presiune în montajele anexe (0.35…1.10)Dpar
76
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Puterea necesară ventilatorului:
2276,7306 (W) = 2,52 (KW)
Sarcina hidraulică a ventilatorului
31,53 (m)
unde γaiv = 1,11 (kgf/m3)
Se adoptă jocul axial între ventilator şi carcasă s = 5
(s/D) ∙ 1000 = 9,259%
Se adpotă pe baza metodei lui H. Marcinowski diametrul.
Se adoptă: D = 540 (mm)
n = 6 numărul de palete
a = 0.25 D a = 135 (mm)
l = 0.175 D l = 94,5(mm)
h = 0.333 D h = 179,8(mm)
r = 0.4 D r = 216,0 (mm)
d = 0.02 D d = 10,8 (mm)
5.1.7. Calculul pompei de lichid
77
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Fig 5.2. Pompa de lichid
Pompa de lichid se aşează în partea inferioară a motorului în circuitul
rece al apei. Pompa trebuie să realizeze o cădere de presiune ’Δp’
suficientă pentru a învinge rezistenţele hidraulice la deplasarea forţată a
lichidului.
Se adoptă urmatoarele elemente:
d0 = 35 [mm]
Randamentul hidraulic (0,6...0,7)
Coeficientul de scăpări (0,8...0,9)
c1 = 2 [m/s] (1...2,5) m/s
Z = 8 numărul de palete .(1)
10 Grade (8...12)°
10 Grade
50 Grade (40...55)°
45 Grade (35...50)°
4 Grosimea paletei (3...5) mm
Pompa de lichid este centrifugă, cu palete drepte sau curbate înspre
spatele sensului de rotaţie. Se execută din fontă, aluminiu sau bronz.
5.1.8..Raza paletelor la intrare r1
78
12
02
10 crrV p
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
5.1.9.Debitul teoretic al pompei
6,92(m3/h)
5.1.10.Debitul real al pompei
comparat cu debitul de lichid Vl = 12,64 (m3/h)
9 mH2O 1 mH2O = 1 atm = 1,013x105 Pa (N/m2)
5,85 mH2O
5.1.11. Viteza periferică u2
18,55 m/s
5.1.12.Raza rotorului r2
0,040 m = 44,29 mm
5.1.13.Puterea absorbită de pompă
Valori admise
79
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Pp = (0,005…0,01)
Pn = 0,561
5.1.14Vitezele relative
2,611 m/s
5.1.15.Lăţimile paletelor la ieşire şi intrare:
4 (mm)
1 10(mm)
5.2. Calculul instalatiei de ungere
Condiţiile de lucru ale motorului cu ardere internă impun existenţa în
ansamblu constructiv a sistemului de ungere, care asigură prezenta unei
cantităţi de ulei între suprafeţele elementelor aflate în mişcare relativă. Ca
efect imediat rezultă micşorarea frecării, deci se reduc pierderile mecanice şi
uzura; în acelaşi timp uleiul are şi un rol protector împotriva coroziunii.
În construcţia motorului se utilizează ungerea mixta unde anumite piese
(lagărele, bolţu) se ung cu ulei sub presiune, iar altele (cilindrul, pistoanele)
sunt unse cu ceaţă de ulei.
80
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
5.2.1. Calculul lagarelor arborelui cotit pe baza teoriei hidrodinamice a
ungerii
Lagărul de biela (maneton este mai încărcat decât cel de palier, astfel
ca acestea vor fi asimilate lagărelor de biela, ceea ce este acoperitor.
Calculul la încălzire şi la încărcare se face la regim nominal de funcţionare.
1 - baia de ulei
2 - sorbul pompei
3 - pompa de ulei
4 - supapa de limitare a presiunii maxime din instalaţie
5, 9 , 10, 14, 15 - conducte şi canale
6 - filtru brut
7 - filtru fin
8 - supapa de scurtcircuitare a filtrului brut în cazul înfundării acestuia
11 - rampa centrală de ungere (magistrala ungerii)
12 - radiatorul de ulei
13 - supapa de protecţie a radiatorului de ulei
81
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
:
Fig.5.3. Schema instalaţiei de ungere
rc = 28,55 mm rc - raza cuzinetului
rf = 28 mm rf - raza fusului maneton
dc = 2 ∙ rc
dc = 57.1 mm
df = 2 ∙ rf
df = 56 mm
ρ = rc – rf
82
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
ρ = 0,056 mm - jocul radial
δ = 2 ∙ ρ
δ = 0,112 mm - jocul diametral
mm - jocul relativ
lf =28 mm - lungime fus
e = 0,045
er = 0,804 - excentricitate relativă
hmin = ρ ∙ (1 - er)
hmin = 0,011
hmax = ρ ∙ (1 + er)
hmax = 0,101
Încărcarea lagarului
Φ = 4,4 - coeficient de încărcare a lagarului
Grad de încărcare
β = 1,7 - coeficient de frecare lichidă în lagăr
p = 6,286 Mpa - presiunea medie pe fusuri
83
002,0
5,0
e
er
er1
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
210302
ndf
ldflfpLfl
- lucrul mecanic de frecare
în lagăr
5.2.2.Caldura dezvoltată prin lagăr
Qfl = Lfl
Ql = 0,1 ∙ qfl
Λ = 1800
Λ = u ∙ cu ρu - densitatea uleiului
cu - căldura specifică a uleiului
tue = 105 tue - temperatura uleiului la ieşire
tui = 80 tui - temperatura uleiului la intrare
βv = 6
Vul = 1,047 ∙ 10-3 ∙ n ∙ δ∙ 10-3 ∙ df2 ∙10-3 ∙ βv
Vul = 0,009 - volumul uleiului din lagăr
Qu = Λ ∙ Vul ∙ (tue - tui) Qu - caldura disipată prin ulei
Qfl = Ql = Qu Ql - caldura evacuată prin lagăr
Coeficientul de siguranţă la ungere
hadm = 5 μm
hmin = 7 μm
hadm
h min
1
84
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
5.2.3.Debitul de ulei al instalaţiei
Debitul de ulei care trece prin instalaţia de ungere este de fapt debitul
care trece prin magistrala de ulei (rampa centrală de ungere).
Debitul de ulei se calculează din două condiţii:
5.2.3.1. Asigurarea debitului necesar ungerii tututor lagărelor
b = 8
b - numărul de lagăre
Vu1 = 6∙b∙Vul
Vu1 = 0,439 l
5.2.3.2. Preluarea cantităţii de căldură care trebuie disipată prin ulei
Vu2 = 10 ∙ Pe
Vu2 = 1100 l/h
Capacitatea instalaţiei de ulei
Este volumul uleiului ce trebuie să existe în baia de ulei şi se determină
din ipoteza că uleiul trebuie să efectueze 100 ... 250 treceri pe oră.
Vuc = Vu2/200 200
2Vu
Vuc = 5.5 l
85
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
5.2.3.3. Calculul pompei de ulei
Debitul pe care trebuie să-l asigure pompa de ulei se stabileşte ţinând
seama că el trebuie să fie mai mare decât cel ce se scurge prin
magistrală, pentru că o parte trece prin supapele de siguranţă.
Vpu = 1,5 ∙ Vu2
Vpu = 1650
ηpu = 0,85 - randamentul volumentric al pompei de ulei
h = 10 - înălţimea dintelui
npu = 1750 - turaţia pompei de ulei
Wpu = 5 - viteza periferică a roţii dinţate
Wpu < (5-6) m/s
Dp = - diametrul de divizare
l =
l = 38,824 mm - lăţimea roţii dinţate
z = 10 - numărul de dinţi
p =
p = 6,286 - pasul roţii dinţate
p
m
m = 1 - modul roţii dinţate
86
npu
Wpu
310
punpuhDp
Vpu
310
z
Dp
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Puterea necesară angrenării pompei de ulei
ηm = 0,85 - randamentul mecanic
Δpu = 5 ∙ 10-3 2m
N
Δpu - căderea de presiune în instalaţie
Ppu =
Ppu = 0,337 Kw
6.Consideratţii privind sistemul de alimentare
Instalaţia de alimentare la M.A.C. este alcătuită,în general
din următoarele elemente: rezervor de combustibil, pompă de
alimentare, pompă de injecţie, injectoare, conducte de joasă şi
înaltă presiune, regulator de turatie.
Instalaţia de alimentare trebuie să asigure dozarea cantitaţii de
combustibil pe ciclu în funcţie de incărcarea motorului,crearea
unei presiuni ridicate la injector,necesară pulverizării
combustibilului în raport cu camera de ardere potrivit cerinţelor
de formare a amestecului; declansarea injecţiei combustibilului la
un moment determinat pe ciclu, precum şi injectarea
combustibilului ce trebuie să se realizeze dupa un anumit crteiriu
stabilit în mod uniform la toţi cilindrii.
87
mpuVpu1
10 3
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
6.1Calculul injectorului
Injectorul este dispozitivul din instalaţia de alimentare, care
asigură introducerea, pulverizarea şi distribuirea combustibilului
în camera de ardere pentru a obţine o ardere completă şi rapidă
a acestuia. Injectorul trebuie să îndeplinească două funcţii
principale: a) să asigure pulverizarea fină a combustibilului;b) să
asigure o distribuţie uniformă a picăturilor de combustibil în
întreaga cameră de ardere.
Pulverizarea fină a combustibilului depinde îndeosebi de
construcţia injectorului, în schimb distribuţia sa uniformă în
camera de ardere depinde atât de construcţia injectorului, cât şi
de miscarea adecvată a aerului în camera de ardere în timpul
procesului de injecţie.
numarul orificiilor de pulverizare
= 0.67...0.7
coeficientul de debit al orificiului
Se adopta
presiunea de injecţie
[grade RAC]
durata injecţiei
puterea efectivă a motorului
Se adopta:
numărul de cilindrii
presiunea la sfârşitul comprimării ( s-a calculat la calculul termic al
motorului) = 2...3 mm
se alege:
88
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Diametrul orificiilor pulverizatorului se calculează cu relaţia:
do = 0.24 mm
F0 - tensiunea iniţială a acului injectorului
F0= 220...320
Se alege
Înălţimea de ridicare a acului injectorului se calculează cu relaţia :
ha = 0.58 mm
ha adm = (0.3....0.7) mm
7.Procesul tehnologic de realizare a pistonului
Condiţii tehnice, materiale, semifabricate
Condiţii tehnice. Asigurarea unei rezistenţe înalte la oboseală şi
rigiditate corespunzătoare determină condiţii tehnice specifice pentru
execuţie.
În ceea ce priveşte geometria pistonului, profilele longitudinale şi
transversale se vor executa conform normei.Se va aplica tratament de
stabilizare(205C timp de cinci ore.După finisare completa se va aplica
stanarea prin imersie în baie de sodiu.Sortarea se va face dupa trei criterii:
-în funcţie de greutate, în grupe de cinci grame
-în funcţie de dimensiunile suprafeţei exterioare în trei grupe de
10μm
-în funcţie de dimensiunile bolţului în două grupe de 2 μm
Referitor la rugozitatea suprafeţelor prelucrate se indică valorile Ra=0.6...0.2 μm pentru suprafaţa exterioara Ra = 1.4...0,8 μm pentru canalele port segment; Ra=0.4...0.2 μm pentru alezajul boltului.
89
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Pentru a asigura uniformitatea echilibrajului diferenţa de
masă a pistoanelor montate la un motor se recomandă să nu depăşească±
0.5...2g şi în general 2...7g.
Pentru a evita şocurile, la montajului cu bolţ flotant se prescriu la
piciorul bielei jocuri foarte strânse de ordinul 5... 10 μm. Acestea se pot
obţine prin sortarea bielelor în grupe dimensionale după toleranţele de
execuţie a alezajului piciorului bielei. dinamometrică după
prescripţiile uzinei constructoare.
Materiale. Cele mai adegvate materiale pentru pistoane pentru
motoare de automobile sunt aliajele de aluminiu deoarece au conductivitate
termică ridicată, densitate mică , proprietaţi antifricţiune, uzinare
usoară.Aceste aliaje pot fi pe bază de: -siliciu – silumin : Al - Si - Cu - Mg -
Ni
- cupru- (aliaj Y): Al - Cu - Ni - MgSemifabricate. Asigurarea unei rezistenţe înalte la oboseală se
realizează printr-o turnare corectă a metalului cu o repartizare
corespunzătoare a fibrelor în semifabricat şi prin metode speciale de
durificare a straturilor superficiale ale pistonului
Semifabricatele pentru pistoane se pot executa în trei variante : în
prima variantă prin turnare în cochila, o adouă variantă este matriţarea (este
necesar un fibraj cât mai continu) iar a treia varianta o reprezinta sinterizarea
Tratamentele termice aplicate pistonului sunt: călire la temperaturi de 500… 520 oC timp 4… 6 h.răcire în apă şi îmbătrânire artificială temperaturi de 170… 190 oC, timp 6…12 ha• Acoperiri de protecţie:
- grafitare: strat 8… 15 μm, grafit coloidal în suspensie în soluţie de alcool metilic 82%, acetat de metil 15% şi nitroceluloză 3%.
- cositorirea sau plumbuirea: strat 5… 30 μm prin galvanizare.
90
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
- oxidarea electrolitică (eloxarea) şi oxidarea chimică: strat 10… 30 μm.
: 8.Studiu privind tendinţele actuale de dezvoltare a
echipamentelor de injectie la motoarele Diesel.
Continut
-Scurt istoric privind evoluţia sistemelor de alimentare M.A.C.
-Etapa de pionierat
-Etapa de dezvoltare a echipamentelor de injectie clasice
-Etapa de perfectionare a echipamentelor clasice în linie şi
apariţia
celor cu distribuitor rotativ
-Etapa pompelor cu distribuţie de mare performanţă
-Etapa pompelor de injecţe controlate electronic
-Sisteme de injecţie cu pompe cu pistonaşe radiaale şi distribuitor
rotativ
-Construcţie şi funţionare
-Reglarea avansului la inceputul injecţiei
-Gestiunea sistemului de injecţie cu ajutorul reglarii electronice
-Sisteme de injecţie cu acumulare de presiune tip: Common Rail
-Construcţie şi funţionare
-Procesul de injecţie în cazul sistemelor de injecţie cu
acumulator C.R.
-Gestiunea sistemului de injecţie cu ajutorul reglarii electronice
Sisteme de injecţie cu pompe unitare de tip pompa injector
91
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
-Construcţie şi funţionare
-metode constructive
-sisteme de acţionare
8.1.Istoric
În evoluţia echipamentelor de injecţie pot fi distinse mai multe etape :
8.1.1Etapa de pionierat 1895-1925
Este caracterizată de predominanţa sistemelor de injecţie fara pompă
produse într-o mare varietate de producatorii de motoare:
-motorul cu gaz Lenoir 1860
-motorul Brayton 1890
-motorul Akroyd 1890
Pornind de la recomandarile francezului Carnot şi ale elveţianului Isaac
de Rivaz,făcute asupra posibilităţii aprinderii unui amestec format din
combustibil si aer
Doar prin itermediul caldurii de sfarsit de comprimare Rudolf Diesel a fost
primul care a descoperit un motor în care procesul de comprimare este atât
de mult prelungit încât prin căldura degajată de acesta să fie posibilă
autoaprinderea amestecului .Diesel a fost primul care a avut ideea de a dirija
în aşa maniera procesul de ardere, prin procesul de injecţie, astfel încăt
randamentul motorului să atingă valoarea maximă,cea indicată de ciclul
ideal Carnot. În anul 1892 tot el a fost cel care a inventat pulverizatorul
închis şi prima pompă de injecţie la care a întâmpinat mari greutaţi. Au
92
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
urmat în continuare o perioadă de rapidă adaptare a sistemelor
inventate de Diesel, cum ar fi:
-instalaţia de injecţie pentru motoarele cu cameră divizată 1909 Deutz
-pulverizatorul comandat hydraulic 1914 Mckechnie
-sistem pompa injector dupa Diesel 19005
Prima pompă de înaltă presiune cu posibilitatea reglarii debitului a fost
inventată de firma Bosch în anul 1924 şi stă la baza funcţionării pompei de
injecţie în linie, dispunând de un manşon rotativ cu muchie înclinată. Prima
pompă cu distribuitor rotativ a fost concepută în anul 1913 de belgianul
Feyens
8.1.2Etapa de dezvoltare a echipamentelor clasice 1925-1960
Este caracterizată de apariţia şi extinderea echipamentelor de injecţie
cu piston sertar cu rampă înclinată.Etapa a debutat cu concepera în 1925 şi
lansare în fabricaţie de serie în 1927 de catre Robert Bosch a pompei in linie
PE .
93
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Fig 8.1 Pompa de injectie in linie dupa patentul Rorert Bosch - 1927
În paralel mai ales la începutul intervalului au fostdezvoltate şi alte soluţii de
echipamente cu piston:
-pompa individuala Lanz,cu culbutor cu punct de oscilaţie variabil
-pompa individuala Guldner cu derivaţie laminate a refulării
-pompa în linie Hanomag cu elemenţi orizontali şi cu came cu profil
variabil
-pompa Deckel cu supapă de derivaţie comandata
Spre sfârşitul acestei etape , sistemul Bosch cu piston sertar cu rampa
înclinată de descărcare se generlizează, unele firme ieşind din competiţie iar
celelalte adoptând mici modificari sistemului Bosch.
94
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
8.2Etapa de perfecţionare a echipamentului de injecţie
classic în linie şi apariţia pompelor de injecţie cu distribuţie
1960-1975
Etapa se caracterizează prin concentrarea şi tipizarea producţiei în
sistem Bosch (injectoarele şi pulverizatoarele se standardizează),prin apariţia
pompelor în linie compacte şi prin apariţia pompelor cu distribuţie cu
construcţie simplificată, preţ redus, performanţe şi fiabilitate medie.
Această etapă este inugurată de apariţia primei pompe compacte P7 a
firmei Maier în Austria. Prin prelucrarea acesteia Bosch lansează o noua
familie de pompe intre 1962-1979.Acelaşi sistem este adoptat de firma
Ambac la pompa Model 300, iar firmele japoneze Nippondenso şi Kiki
Diesel cumpară licenta pompelor MW, radicând barieră presiunilor de
injecţie la 1000-1200 bari
Apariţia pompelor de injecţie cu distribuţie s-a produs prin conceperea
de către Vernon Roosa în 1950 a pompei cu pistoane radiale opuse, acţionate
de un inel cu came interioare. Firma Stanadyne a lansat în serie modelul
A(dpa) al acestei soluţii perfecţionat în continuare prin:
-pompa D in 1956-cu ax de comanda orizontal şi avans de
sarcină
-pompa DB in 1958- cu rotor 23.35 comun c rotorul PT şi
supapă de refulare centrala unică
-pompa DC in 1964 cu 4 pistoane în cruce
-pompele C si C8 in 1969 de construcţie compactă
-pompa DM in 1972 cu cap hidraulic cu racorduri axiale
95
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
-pompa DB2 in 1977 cu reguator de doua regimui
8.3Etapa pompelor cu distribuitor de mare performanta
şi de perfectionare in continuare a pompelor in linie 1975-
1985
Este caracterizata de apariţia unei noi generaţii de pompe de injecţie
cu distribuţie de construcţie compactă, cu cap hidraulic cu racorduri axiale,
mijloc de control extern al debitului, care permite crectia de supraalimentare
sau cuplu, dispozitive şi sisteme auxiliare de funcţionare optimă la toate
regimurile.
Pompele din această categorie sunt:
-DP 15-Lucas CAV-1975 -VE-Bosch-1975
-PRS-Sigma-1973 -DPS-LucasCAV-1982În ceea ce priveşte pompele în linie, se remarcă apariţia în 1977 a
elementului închis al firmei L’Orange care permite atingerea presiunilor de
injecţie de 1700 bar, apropiind astfel performanţele pompelor în linie de cele
ale pompelor injector, precum şi sistemul de pompe în linie supercompacte
L’Orange, constând din pompe individuale imersate , introduce intr-un corp
comun, care prin această unficare şi tipizare pare a deschide noi perspective
pompelor în linie.
96
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
8.3Etapa pompelor de injecţie cu control electronic
1985-prezent
Se caracterizează prin preocuparea susţinută a marilor firme de a
realiza o electronizare a echipamentelor de injecţie clasice, precum şi altele
neconventionale, de natură să asigure un motor cu funcţionare optimă la
toate regimurile şi în consecinţă nepoluant i economicos.
Echipamentele de acest tip se bazează pe controlul electronic al
debitului (se solicită prezenta obligatorie a echipamentelor de control a
avansului la începutul injecţie, în funcţie de datele primate de la diversi
senzori dispuşi în sistem.Iată câteva pompe lansate în această perioadă:
-pompa în linie cu avans electronic
-pompa în linie cu regulator electronic
-pompă cu distribuitor rotativ şi control electronic
-pompa în linie cu control electronic complet
-pompa injector cu control electronic
În anul 1989, firma Bosch a realizat o pompa de marime P cu reglarea
debitului prin manşon de descărcare, controlată electronic, precum şi o
pompă injector controlată electronic(PDE). În anul 1998 tot firma Bosch a
introdus în fabricaţia de serie doua noi sisteme de injecţie destinate
alimentarii motoarelor de automobile de mic litraj :
-un sistem de injecţie cu pompă de injectie cu pistonaş axial si
distribuitor rotativ gestionată electronic, la care măsurarea cantităţii de
combustibil injectate este realizată de catre o supapă electromagnetică
-un sistem de injecţie UIS(unit injector sistem- o variantă înbunataţită
a pompei PDE) cu o presiune maximă de injeţie de 2000 bari şi cu
97
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
psibilitatea realizării pre-injectării amestecului în scopul reducerii
nivelului sonor.
8.3.1Sisteme de injecţie cu pompe cu pistonaşe radiale cu
distribuitor rotativ
8.3.1.1 Construcţie şi funcţionare
Se folosesc în cazul motoarelor de autoturisme şi utilitare
caracterizate de cilindree mică şi care lucrează la turaţii ridicate.dar şi în
cazul motoarelor care îndeplinesc funcţii stationare;motoare care necesită o
instalaţie de injcţie cu o capacitate ridicată de putere, cu posibilitatea
realizarii de injecţii succesive cu frecvenţe ridicate, masa constructiva
scăzuta şi un volum ocupat redus.
8.3.1.2 Funcţiile sistemului
Un sistem de alimentare cu pompa de injecţie cu pistonaşe radiale şi
distribuitor rotativ dispune de comanda electronică pentru reglarea
electronică Diesel:
-unitate de gestiune electronică pentru pompa de injecţie
-unitate electronică pentru managementul motorului
În timp ce unitatea de gestiune a pompei de injecţie prelucrează datele pe
care le primeşte de la senzorii interni(de turaţie a motorului şi temperatura
combustibilului) pe baza cărora determină punctul de inceput de injecţie,
unitatea de management motor centrală prelucrează semnalele provenite de
la toţi ceilalţi senzori externi(senzori motor şi senzori ambient) şi determină
98
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
(calculeaza )acţiunile de urmat pentru atingerea unui punct de
funcţionare optimizat.
Privind în detaliu, senzorii unitaţii centrale de comandă oferă toate
datele referitoare la regimul de funcţionare al motorului, cum sunt
-temperatura aerului aspirat de motor
-temperatura lichidului de răciere
-temperatura combustibilului
-turaţia motorului
-presiunea de supraalimentare
-pziţia pedalei de acceleraţie
-viteza de deplasare a autovehiculului
Modulele electronice situate la intrarea în unitatea de comanda
pregătesc aceste date pentu ca mai apoi microprocesoarele să calculeze,
ţinând cont de starea de funcţionare(sarcina, turatia, etc.) a motorului,
semnale de reglare ce vor fi trimise actuatorilor, pentu a obţine o stare de
funţionare optimă.
99
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Fig 8.2 Sistem de injecţie cu pompă cu pistonaşe radiale cu distribuitor rotativ
8.3.1.3Funcţiile de bază ale sistemuluiFuncţiile de bază gestionează injecţia combustibilului în momentul
optim, în cantitatea optimă şi cu presiune cât mai mare posibil.Se asigură
astfel o funcţionare economică, lipsită de emisii poluante şi un mers linistit
al motorului
8.3.1.4 Funcţii suplimentare ale sistemului
Funcţiile de comana şi reglarea suplimentare sunt necesare pentru
reducerea emisiilor eşapate, o reducere a consumului de combustibil, o
micşorare a nivelului sonor şi creterea siguranţei în funcţionare şi a
confortului.Printre acestea se numără spre exemplu:
- recilcularea gazelor de evacuare
100
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
-reglarea presiunii de supraalimentare
-reglarea vitezei de deplasare
-Fimobilizarea antifurt electronică.Pompe de injecţie cu pistonaşe
radiale şi cu distribuitor rotativ
2.2 Pompa de injecţie cu pistonaşe radiale şi cu distribuitor rotativ
La pompele de injecţie cu pistonaşe radiale şi cu distribuitor rotativ
combustibilul este livrat de către o pompă de transfer(pompa cu palete
radiale).O pompă cu pistonaşe radiale, cu un inel cu came interioare şi cu 2
pana la 4 elmenţi de pompare dispusi radial preia sarcina ridicării presiunii şi
a refularii.O supapă electromagnetica de presiune ridicată dozează apoi
101
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
cantitatea de combustibil necesară a fi injectata. Începutul refulării la
pompa de injecţie este modificat prin rotirea inelului cu came de către
dispozitivul de avans integrat în corpul pompei de injecţie. Similar cazului
pompei de injecţie cu pistonaş axial şi distribuitor rotativ, cu reglare
electronică prin supapa electromagnetică de dozaj şi pompa de injecţie cu
pistonaşe radiale şi distribuitor rotativ este deservită de doua unitaţi
electronice de comandă(una pentru pompa şi una pentru motor). Turaţia
motorului va fi reglată printr-o comandă adaptată duratei de acţionare a
actuatorului (supapa electromagnetică de presiune ridicată).
8.4 Reglare avansului la începutul injecţiei
În cazul unui început de injecţie constant şi in condiţiile cresterii
turaţiei, se măreşte unghiul de rotaţie al arborelui cotit între inceputul
injecţiei si începutul arderii, astfel încat inţierea arderii nu mai are loc în
momentul optim(raportat la poziţia pistonului motor).o ardere economică şi
o putere maximă a motorului Diesel pot fi obţinute doar în cazul începutului
arderii într-un moment bine definit de o anumită poziţie relativă a arborelui
cotit.
Dispozitivul de modificare a avansului la începutul refulării este acţionat
hidraulic, fiind montat în partea inferioară a corpului pompei de injecţie cu
pistonaşe radiale şi distribuitor rotativ,transversal faţă de axa longitudinală a
pompei de injecţie.
102
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Fig.8.4.1 Dispozitivul de modificare a avansului la începutul refulării
Inelul cu camei interioare (1) este in legatură prin intermediul unui
bolţ sferic cu gaură ,perpendicular practicat în pistonul dispozitivului de
avans (2), astfel încat, mişcarea axiala a pistonului dispozitivului de avans
este transformată în mişcare de rotaţie a inelului camei interioare. În centrul
pistonului dispozitivului de avans este montat un sertar de reglare (3), care
are rolul de a deschide sau de a inchide orificiile de comanda prelucrate în
piston. În acelaşi sens al axaei pistonului este montat un piston de comanda
hidraulic(8), care impune poziţia de obţinut pentru sertaraşul de comandă
(3). Perpendicular faţă de poziţia axei variatorului hidraulic de avans (paralel
cu axa longitudinală a pompei de injecţie ) se află supapa electromagnetică a
variatorului de avans hidraulic. Aceasta are rolul de a influenţa presiunea
combustibilului ce acţioneaza asupra pistonului de lucru,ţinând cont de
103
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
impulsurile de comandă primite de la unitatea electronică de
comanda a pompei de injecţie.
8.4.1.Gestiunea sistemului de injecţie cu ajutorul reglării electronice Diesel (EDC)
Reglarea electronică Diesel EDC a sistemului de injecţie cu pompă de
injecţie cu pistonaşe radiale şi distribuitor rotativ se inpart în trei blocuri
distincte:
-senzorii şi indicatorii valorilor de obţinut,
-de temperatură:
-în cadrul instalaţiei de răcire
-în canalul de admisie al motorului
-în instalaţia de ungere a motorului
-în pompa de injecţie
Fig 8.4.2 Senzorul de temperatura
-de turaţie a arborelui cotit; poziţia pistonului cilindrului motor este importanţă primordială pentru obţinera unui punct de început al
104
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
injecţiei optime. Turaţia motorului oferă informaţia asupra numărului de rotaţii al arborelui cotit efectuate în unitatea de timp, în cazul cel mai des întalnit acesta fiind minutul
.
Fig 8.4.3 Senzorul de turaţie
-unghiului de rotaţie : pe axul de antrenare al pompei de
injecţie este montata fix o roată de semnal foarte fin danturată. Aceasta pe
circumferintă distribuie echidistant ,goluri de o anumită mărime bine
definite, al caror număr corespunde numărului de cilindri ai motorului.
Dinţii şi golurile vor fi testate de către un sensor de unghi de rotaţie
Fig 8.4.4 Senzorul pentru unghi rotaţie
105
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
-de miscare a acului pulverizatorului în cadrul
sistemelor de injecţie cu reglare electronică al avansului la injecţie este
necesară includerea în sistem a unui sensor de mişcarea a acului
pulverizatorului. Acesta determină momentul de început al injecţiei pe bază
deplasării acului pulverizatorului.semnalul generat de către senzorul de
mişcare al acului pilverizatorului este prelucrat de catre unitatea electronică
de comandă a motorului.
Fig 8.4.5 Senzorul de mişcare a pulverizatorului
-debitmtrul de aer –varianta cu film cald debitmetrul de aer cu film
cald (HFM) funcţioneaza ca un sensor de sarcina termică. Acesta este
montat între filtrul de aer al motorului şi agregatul de supraalimentare
(turbosuflanta-in majoritatea cazurilor) şi oferă ca şi informaţie debitul de
aer aspirat de către motor [Kg/h]
106
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
-poziţia pedalei de acceleraţie în contradicîie cu
pompele de injecţie convenţionale (VE,PE),la pompele de injecţie gestionate
electronic, dorinta de accelerare a conducatorului auto nu mai este transmisă
pompei de injecţie prin intermediul unui lanţ cinematic sau prin intermediul
unui cablu flexibil, ci ,prin intermediul unui sensor de poziţie a pedalei de
acceleraţie adusă la cunoştinţă unitaţii electronice de comandă a
motorului(cunoscută şi ca pedala de aceleraţie electronică).
-presiunea de supraalimentare Sezorul presiunii de
supraalimentare este cuplat pneumatic cu conducta de admisie şi măsoară
presiunea absolută din conducta de admisie a motorului în limitele 0.5…3
bari.
8.5.Sisteme de injecţie cu acumulare de presiune de tip
Common Rail
8.5.1 Constructie si functionare
Sistemul de injecţie Diesel cu acumulator de presiune de tip common
rail, destinat motoarelor Diesel moderne cu injecţie directă oferă un potenţial
mult ridicat de flexibilitate la adaptarea acestuia la motorul Diesel
comparative cu cel al sistemelor de injecţie convenţionale:
-un domeniu de aplicativitate foarte întins (de la motoarele Diesel
pentru autoutilitare şi automobile, puterii specifice de până la 30 kw/cil, şi
de la camioane de tonaj ridicat până la aplicaţii navale şi de tracţiune pe cale
ferată, cu puteri de până la 200kw/cil);
-presiune de injecţie ridicată până la circa 1400bar (1650 bar estimate
pentru CR-2)si posibilitatea obţinerii unui inceput de injecţie variabil;
107
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
-posibilitatea de utilizare a injecţiei pilot, a injecţiei principale
şi a post injecţiei controlate;
-presiunea de injecţie adaptată optim la regimul de funcţionare al
motorului.
8.5.2 Funcţiile sistemului
În cazul sistemelor de injecţie cu acumulatori de presiune de tip common-
rail funcţia de ridicare a presiunii şi injecţia combustibilului sunt
decuplate.Presiunea de injecţie este obţinută în mod independent de turaţia
motorului şi de cantitatea de combustibil injectata, aceasta fiind disponibilă
pentru injecţie, la valoarea necesară,în acumulatorul de combustibil a
sistemului (rail).Cantitatea de combustibil necesară a fi injectată este
solicitată de către conducatorul auto, unitatea electronică de comandă
determinând momentul de inceput al injecţiei si valoarea presiunii de
injecţie, pe baza informaţiilor obţinute din câmpul caracteristic memorat de
acesta.
Unitatea electronică de comanda şi secţiunea senzorială cuprinde:
-unitatea electronică de comandă (ECU):
-senzorul de turaţie a arborelui cotit;
-senzorul de turaţie a arborelui cu came;
-senzorul poziţiei pedalei de acceleraţie;
-senzorul presiunii combustibilului aflate in rampă;
-temperatura lichidului de răcire a motorului;
-senzorul debitului de aer aspirat de motor
108
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
8.5.3 Funcţiile de bază ale sistemului
Funcţiile de bază gestionează injecţia combustibilului în momentul
optim, în cantitatea optimă şi cu o presiune cât mai mare posibil
aplicabilă.Se asigură astfel o funcţionare economică lipsită de emisii
poluante şi un mers linistit al motorului.
8.5.4 Funcţiile suplimentare ale sistemului
Funcţiile de comanda şi reglare suplimentare sunt necesare pentru
reducerea emisiilor poluante, o reducere a consumului de combustibil, o
micşorare a nivelului sonor şi cresterea siguranţei în funcţionare şi a
confortului.Printre acestea se numără, spre exemplu:
-Recircularea gazelor de evacuare;
-reglarea presiunii de supraalimentare;
-reglarea vitezei de deplasare;
-imobilizarea antifurt electronică.
8.5.5.Procesul de injecţie în cazul sistemelor de alimentare cu
acumulator de presiune de tip common rail
Pentru a obţine un proces de injecţie ideal, procesului de injecţie
convenţional I se impun unele cerinţe suplimentare:
-Presiunea de injecţie şi cantitatea de combustibil trebuie să
realizeze valori adaptate fiecărui regim de funcţionare a motorului şi
independent una de cealaltă.
-cantitatea de cumbustibil injectata trebuie să fie reletiv mică la
începutul procesului de injecţie (pe durata intârzierii la aprindere, între
momentul de început al injecţiei şi momentul de început al arderii)]
109
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Cu ajutorul sistemului de injecţie common rail, existând
posibilitatea injecţiei pilot şi a postinjecţiei aceste cerinţe sunt
satisfacute.sistemul de injecţie cu accumulator de presiune tip common rail
este construit modular; pentru procesul de injecţie sunt responsabile
urmatoarele componente:
-injectoaele cu comanda electronică amplasate în chiulasa motorului
- acumulatorul de presiune ("Rail") şi,
- pompa de înaltă presiune.
-unitatea electronică de comandă,
- senzorul de turaţie a arborelui cotit,
- senzorul de turaţie a arborelui cu came.
Ca şi pompă de înaltă presiune, pentru aplicaţiile pe automobile este
disponibilă o pompă cu pistonaşe radiale. Presiunea necesară procesului de
injecţie este obţinută independent de procesul de injecţie. Turaţia pompei de
presiune ridicată este cuplată cu turaţia motorului printr-un raport constant
de transmitere. Datorită gradului mare de regularitate a debitării acestei
pompe, funcţionarea acesteia se desfaşoară cu variaţii foarte mici de cuplu
de antrenare, fară vârfuri ale acestuia, nesemnificative în comparaţie cu
sistemele de injecţie convenţionale.
Injectoarele, care sunt în legătură cu acumulatorul de presiune prin
intermediul unor conducte de injecţie foarte scurte, sunt constituite fiecare în
parte dintr-un pulverizator şi o supapă electromagnetică de presiune ridicată.
Unitatea electronică de comandă actionează prin impulsuri electrice supapa
electromagnetică de presiune ridicată, determinând astfel momentul de
îneput al injecţiei. Prin întreruperea curentului de acţionare se obţine
sfârşitul injecţiei. Cantitatea de combustibil injectată, la o anumită valoare a
presiunii combustibilului, este proportională cu timpul de menţinere a
110
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
alimentării cu curent a electromagnetului supapei de presiune, şi este
independentă de turaţia motorului sau a pompei de presiune (injecţie de
combustibil comandată pe bază de timp).
Timpii de acţionare, de durate foarte mici, se lasă obţinuti prin intermediul
unui circuit de putere de tensiune şi curenţi ridicaţi, şi totodată prin
construţia supapei electromagnetice de presiune.
Momentul de început al injecţiei este comandat pe baza informaţiei primite
de la sistemul incremental de tip unghi-timp al reglării electronice Diesel
EDC. Pentru aceasta sunt responsabili senzorii de turaţie a motorului şi cel
al axei cu came.
8.6 Injecţia pilot
Injecţia pilot poate fi realizată cu un avans de maxim 90°RAC faţă de
poziţia PMS a cilindrului respectiv. Ea constituie un avantaj major în
reducerea zgomotului. Se obţine prin alimentarea de scurtă durată a supapei
electromagnetice de comandă a injectorului, înaintea injecţiei principale.
Fig3.2 Imjectorul piezo-electric
111
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
8.6.1 Gestiunea sistemului de injecţie cu ajutorul reglării electronice
Diesel (EDC)
Blocurile constitutive ale sistemului
Reglare electronică Diesel EDC a sistemului de injecţie cu pompă de
injecţie cu pistonaşe radiale şi distribuitor rotativ se împarte în trei blocuri
distincte:
Senzorii şi indicatori ai valorilor de obţinut, pentru a oferi informaţii asupra
condiţiilor de funcţionare pentru obţinerea unui optim dorit. Aceştia traduc
diverse mărimi fizice în semnale electrice.
0 unitate electronică de comandă a motorului şi o unitate electronică de
comandă a pompei de injecţie, necesare pentru a prelucra informaţiile
primite de la senzori, după procese de calcul bazate legii matematice bine
definite (algoritmi de reglare) sub forma semnalelor electrice de ieşire.
Unităti de executiei (actuatori) pentru a traduce semnalele electrice de ieşire
ale unităţilor electronice de comandă în mărimi fizice (mecanice). Unităţile
electronice de comandă, gestionează actuatorii prin intermediul semnalelor
electrice de ieşire direct prin intermediul etajelor finale de putere integrate în
acestea sau oferă aceste semnale de comandă altor sisteme.
112
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Fig 8.6.1Blocurile constitutive ale sistemului Common Rail
8.6.2. Senzorii sistemului
Senzorii de temperatură
Senzorii de temperatură sunt utilizali în mai multe locuri în cadrul sistemului
de management electronic `al motorului Diesel:
-În cadrul instalaţiei de răcire a motorului, pentru a oferi o informaţie
asupra temperaturii acestuia;
-În canalul de admisie al motorului, pentru a oferi o informaţie asupra
temperaturii aerului aspirat de către motor;
-În instalaţia de ungere a motorului, pentru a oferi o informaţie asupra
temperaturii uleiului motorului;
-În pompa de injecţie, pentru a măsura temperatura combustibilului.
113
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Senzorii lucrează pe principiul modificării rezistenţei electrice odată
cu modificarea temperaturii.
Rezistenţa electrică are un coeficient de variaţie cu temperatura
negativ acesta fiind şi este parte a unui circuit de divizare a tensiunii care
este alimentat cu o tensiune constantă de 5V. Căderea de tensiune pe această
rezistenţă este citită cu ajutorul unui convertizor analog-digital (A/D) şi este
o măsură a temperaturii măsurate. În microprocesorul unităţii electronice de
comandă a motorului este memorată o linie caracteristică, care pentru fiecare
valoare a tensiunii măsurate oferă valoare temperaturii corespunzătoare .
Senzorul de turaţie a arborelui cotit
Poziţia pistonului cilindrului motor este de o importanţă primordială
pentru obţinerea unui punct de îneput al injecţiei optim. Turaţia motorului
oferă informaţia asupra numărului de rotaţii al arborelui cotit efectuate în
unitatea de timp, în cazul cel des întâlnit aceasta fiind minutul. Roata de
semnal incrementală oferă acest semnal. Principiul de funcţionare este cel
prezentat în cadrul sistemului DWS
Senzorul unghiului de rotaţie
Pe axul cu came al motorului este montată o roată de semnal cu (n +
1) dinţi, unde n reprezintă numărul de cilindri ai motorului. Dinţii şi golurile
vor fi tastate de către un senzor de unghi de rotaţie (similar VR). Rolul
acestuia este de a oferi informaţia despre poziţia pistonului şi a ordinii de
funcţionare a motorului (semnal de sincronizare).
Debitmetrul de aer - varianta "eu film cald"
Debitmetrul de aer "cu film cald" (HFM) funcţionează ca un senzor de
sarcină "termic". Acesta este montat între filtrul de aer al motorului şi
agregatul de supraalimentare (turbosuflantă - în majoritatea cazurilor) şi
114
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
oferă ca şi informaţie debitul de aer aspirat de către motor [kg/h]. Principiul
de funcţionare a fost prezentat în capitolul sistemului VR.
Senzorul poziţiei pedalei de acceleraţie
În contradicţie cu pompele de injecţie convenţionale (VE, PE), la
sistemele de injecţie gestionate electronic, dorinţa de accelerare a
conducătorului auto nu mai este transmisă la pompa de injectie prin
intermediul unei timonerii mecanice sau a unui cablu flexibil, ci, prin
intermediul unui senzor de pozitie a pedalei de acceleratie adusă la
cunoştinţa unităţii electronice de comandă a motorului (cunoscută şi ca
"pedală de acceleratie electronică"). În funcţie de poziţia pedalei de
acceleraţie, pe potenţiometrul acesteia ia naştere o tensiune electrică
măsurată. După o linie caracteristică, programabilă, poate fi determinată
pozitia pedalei de acceleratie pe baza acestei tensiuni măsurate.
Senzorul presiunii de supraalimentare
Senzorul presiunii de supraalimentare este cuplat pneumatic cu
conducta de admisie şi măsoară presiunea absolută din conducta de admisie
a motorului în limitele 0,5 ... 3 bar.
Senzorul este împărtit într-o celulă de măsurare a presiunii cu două elemente
senzoriale şi un spaţiu pentru circuitul de prelucrare a datelor. Elementele
active şi circuitul de prelucrare a datelor se află montate împreună pe un
substrat ceramic. Un element senzorial este compus dintro membrană sub
formă de clopot, care mărgineşte un volum de referinţă cu o anumită
presiune interioară. În funcţie de mărimea presiunii de supraalimentare,
115
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
membrană va fi mai mult sau mai puţin curbată. Pe această membrană sunt
amplasate rezistenţe "piezorezistive", a căror conductibilitate se modifică
sub influenţa încărcării mecanice. Elementele piezorezistive sunt legate într-
o punte, astfel încât, la modificarea curburii membranei echilibrul electric al
punţii se modifică. Tensiunea punţii este astfel o măsură a presiunii de
supraalimentare.
Circuitul electronic de al senzorului are rolul de a amplifica tensiunea punţii,
să compenseze influenţa temperaturii şi să alinieze curba caracteristică de
presiune. Mărimea de ieşire a circuitului de valorificare este transmisă
unităţii electronice de comandă a motorului. Cu ajutorul unei linii
caracteristice programabile existente în unitatea electronică de comandă a
motorului se calculeaA presiunea de supraalimentare pe baza tensiunii
măsurate.
9. Sisteme de injecţie de tip pompa injector
În cazul unitaţilor de injecţie tip pompă injector(pe scurt pompe
injector) pompa şi pulverizatorul fac un corp comun. Pentru fiecare cilindru
al motorului ese dispusa in chiulasa o pompa injector, care este antrenata, fie
direct, fie in mod indirect prin intermediul unui culbutor.de cate axul cu
came al motorului
116
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Fig.9.1 Pompă injector
Datorită eliminării conductei de injecţie din componenţa sistemului de
injecţie este posibilă realizarea unor presiuni mult ridicate (cca. 2000 bar) în
comparaţie cu sistemele de injecţie cu pompe de injecţie în line şi/sau cele
cu pompe de injecţie cu distribuitor rotativ. Datorită acestei presiuni de
injecţie ridicate şi a reglării electronice a câmpului de început al injecţiei şi a
duratei injecţiei (implicit şi a cantităţii injectate), este posibilă o reducere
substanţială a emisiilor poluante a motorului Diesel.
Concepte diverse de reglare permit îndeplinirea diferitelor funcţii
suplimentare de către acest sistem.
9.1Sistemul de injecţie pompă-conductă-injector UP
Sistemul de injecţie pompă-conductă-injector UP lucrează pe acelaşi
principiu ca şi sistemul UI. Acesta este un sistem de injecţie modular, de
înaltă presiune. Diferenţa faţă de sistemul pompă injector este includerea în
sistem a conductei de injecţie de lungime redusă. Sistemul de injecţie
117
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
pompă-conductă injector se compune din câte o imitate de injecţie (formată
dintr-o pompă unitară, o conductă de injecţie şi un injector) pentru fiecare
cilindru al motorului, care este antrenată de către arborele cu came al
motorului. 0 conductă de injecţie, de lungime mica şi adaptată sistemului
face legătura dintre pompa de injecţie şi injector.
9.2Funcţionare şi construcţie
Datorita poziţiei de amplasare, în chiulasa motorului antrenarea
pompei injector se poate realiză prin doua metode, în funcţie de poziţia de
asezare a arborelui cu came:
-cand arborele se gaseşte amplasat în blocul cilindrilor se foloseşte
soluţia cu tachet şi tija înpingatoare ,soluţie care prezinta dezavantajele unui
lanţ cinematic lung.
-cand arborele de distribuţie se afla plasat în chiulasa motorului
acţionarea se face direct prin intermediul unui culbutor
118
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Fig9.2.Amplasarea pompei injector şi actionarea acesteia
Principiul de funcţionare care sta la baza pompei injector este unul
relativ simplu .Pe porţiunea de inactivita e a camei 1, sub acţiunea arcului de
rapel 3,pistonul 2 al pompei injector se deplaseaza spre un punct mort
superior creând o depresine sub el.Bobina supapei electromagnetice 9 va fi
alimentata cu un current electric la comanda unitaţii Diesei de control(EDC)
iar campul electromagnetic creat va deplasa acul supapei10, permiţând
motorinei să intre prin conducta de admisie7 în volumul supapei 6 şi mai
departe în volumul pistonului 4. Când cama intra pe porţiuea activa incepe
cursa de comprimare a motorinei . În timpul acestei curse motorina este
trimisă prin canale până in volumul de sub acul injectorului .O a treia fază
este cea de înaltă presiune si de injecţie propriuzisă, când presiunea
combustibilului creste peste 2200 bari şi acul pulverizatorului 11 se ridică
119
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
iniţiând astfel injecţia care dureaza până în momentul în care presiunea
scade şi cursa de comprimare a pistonaşului este terminată
Fig 9.3.Fazele de lucru ale pompei injector
De remarcat este faptul ca metoda anuleaza complet traectul de înltă presiune eliminându-se astfel efectul lor perturbator. Firma Cummins a realizat o instalaţie de alimentare cu pompă injector cu un sistem original de dozare şi a înlocuit conductele cu canale realizate direct în blocul şi chiulasa motorului
120
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Fig 9.4 Metoda Cummins
Concluzii
121
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
- Calculul pieselor mecanismului bielă-manivelă se bazează pe
relaţiile din rezistenţa materialelor şi organelor de maşini. Majoritatea
pieselor motoarelor de automobile şi tractoare lucrează în condiţii variabile
de sarcină şi turaţie, de aceea calculele se execută la rezistenţa statică,prin
acţionarea forţei maxime şi rezistentei la oboseală şi uzură datorită sarcinilor
variabile.
- Coeficientul de siguranţă (n) se calculează pentru fiecare piesă
ţinând cont de: coeficientul concentrării de tensiuni (β); tensiunile locale,
provocate de modificările formei (orifcii, filet etc.) piesei; coeficientul (ε),
care ţine cont de dimensiunile piesei; coeficientul stării suprafeţei (γ);
caracteristica materialului (ψ).
- La funcţionarea motorului, pereţii cilindrului sunt supuşi solicitărilor
mecanice datorită forţei de presiune a gazelor, forţei normale, provocate de
piston şi solicitărilor termice datorită căderii de temperatură.
- În timpul funcţionarii motorului pistonul este supus solicitarilor
mecanice şi termice. Calculul pistonului constă în verificarea la rezistenţă a
părţilor componente şi determinarea jocurilor termice de montaj.
- Calculul segmenţilor urmareşte să stabilească forma segrnentului în
stare liberă şi mărimea rostului, astfel incât, prin strângere pe cilindru,
segmentul să dezvolte o repartiţie de presiune determinat.
- Biela este solicitată de forţa de presiune a gazelor la comprimare şi
flambaj; forţa de inerţie a grupului piston solicită biela la întindere şi
comprimare.
122
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
- Sarcinile aplicate sunt variabile după mărime şi sens, de
aceea condiţia fundamentala a bielei: să posede o rezistenţa mecanica
superioara.
- Datorita maximei siguranţe, care trebuie asigurată bielei, calculele se
fac pentru fiecare din parţile componente.
- Fusurile paliere sunt supuse la torsiune şi încovoiere. Deoarece ele
au lăţimi mici, momentele încovoietoare sunt reduse, motiv pentru care
calculul se face numai la torsiune.
- Motorul cu ardere internă cuprinde în ansamblul său o instalaţie de
ungere, care asigura ungerea suprafeţelor pieselor aflate în mişcare relativă
pentru a diminua frecarea, respectiv uzura; răcirea suprafeţelor şi pieselor
solicitate termic; protecţia împotriva coroziunii. curăţarea suprafeţelor în
mişcare relativa de eventualele patricule metalice sau alte depuneri.
- La funcţionarea motorului, uleiul din instalaţia de ungere este supus
solicitarilor termice (T=100...300°C) şi mecanice (p=50...200 MPa),
contaminat permanent cu gaze şi combustibil, oxidat intensiv de concentraţia
mare de oxigen, îşi pierde capacitatea de onctuozitate şi parţial continutul de
aditivi.
- La M.A.C. problema răcirii cere o analiza riguroasa a câtorva
aspecte deosebite. Admitând o temperatură mai ridicată a chiulasei, se
măreşte temperatura aerului, se uşureaza autoaprinderea şi se micsorează
pierderile prin răcire, sporind economicitatea motorului. Totodată se reduce
rigiditatea funcţionarii, micşorându-se gradientul de creştere a presiunii în
timpul arderii. Creşterea temperaturii chiulasei în anumite limite nu
influenţează hotarator scaderea coeficientului de umplere, avantajele
amintite mai sus fiind preponderente.
123
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
BIBLIOGRAFIA
Ghe. Bobescu, Editura Tehnica, 1998,Motoare pentru automobile si tractoare, Volumul 1,
Radu Ghe. Alexandru, 1988 Calculul si constructia instalatiilor auxiliare ale autovehiculelor Abaitencei Dan, 1981 Motoare pentru autovehicule,
Ghe. Bobescu, Editura Tehnica, 1996 Motoare pentru automobile si tractoare, Volumul II,
Ghe. Bobescu, Editura Tehnica, 2000 Motoare pentru automobile si tractoare, Volumul III,
Dan Abaitencei, Editura Didactica si pedagogica Bucuresti, 1975 Motoare pentru automobile
124
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Colectia revistelor : Automotive Engineering
Motor Technisce Zeitschrift
Internet
Cuprins
Noţiuni introductive 1
2. Studiu de nivel 4
2. Calculul termic al motorului cu aprindere prin comprimare 5
2.1.Parametrii iniţiali 5
2.2.Parametrii procesului de schimbare a gazelor: 6
2.3.Parametrii procesului de comprimare 7
2.4.Parametrii procesului de ardere 8
2.5.Parametrii procesului de destindere 10
2.6.Parametrii principali ai motorului 10
2.7.Dimensiunile fundamentale ale motorului 11
125
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
2.8.Diagrama indicată
12
2.9.Caracteristica externă 13
3.Calculul cinematic si dinamic al motorului 15
3.1.Cinematica mecanismului biela-manivelă 15
4.Calculul principalelor piese din mecanismul motor si din mecanismul de
distribuţie 26
Blocul motor si chiulasa 264.1.Date de intrare 284.2. Calculul cilindrului motorului: 28
4.2.1. Verificarea tensiunilor sumare: 29
4.3. Calculul pistonului: 304.3.1. Verificarea capului pistonului: 31
4.3.2. Verificarea secţiunii slăbite: 31
4.3.3. Verificarea mantalei: 31
4.3.4. Determinarea diametrului pistonului la montaj: 32
4.4.Calculul bolţului: 324.4.1.Verificarea la uzură: 34
4.4.2. Verificarea la încovoiere: 35
4.4.3 Verificarea la forfecare: 36
4.4.4. Calculul la ovalizare: 37
4.4.5. Calculul deformaţiei de ovalizare: 38
4.4.6. Calculul jocului la montaj: 384.6. Calculul segmenţilor: 39
4.6.1. Presiunea medie elastică 404.6.2. Tensiunea la montarea pe piston: 40
4.6.3. Grosimea radială t: 41
4.6.4. Tensiunea maximă: 41
4.6.5. Jocul la capetele segmentului în stare caldă: 41
126
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
4.6.6. Jocul la capetele segmentului :
42
4.7. Calculul bielei: 424.7.1.Calculul piciorului bielei: 424.7.2. Calculul corpului bielei: 48
4.7.3.Calculul la intindere şi compresiune: 494.7.4.Calculul la flambaj: 50
4.7.5.Calculul coeficientului de siguranţă: 50
4.7.6.Efort unitar de întindere în secţiunea dinspre picior 51
4.7.7 Calculul capului bielei: 51
4.7.8.Calculul coeficientului de siguranţă
pentru ciclul pulsator: 52
4.7.9. Calculul şuruburilor de biela: 52
4.8. Calculul arborelui cotit: 54
4.8.1.Calculul braţului arborelui cotit 55
4.8.2. Verificare la oboseală: 574.8.2.1. Verificarea fusurilor la presiune si încalzire 574.8.2.2. Calculul fusului maneton la oboseală: 58
4.8.3.Calculul braţului arborelui cotit: 60
4.9. Calculul mecanismului de distribuţie: 62
4.9.1. Parametri principali ai distribuţiei: 634.9.2. Determinarea profilului camei: 654.9.3. Calculul de rezistenţă al pieselor mecanismului: 67
4.9.4.Calculul arcurilor supapei 68
4.9.5. Calculul arborelui de distribuţie: 69
5.Calculul instalaţiilor de racire si ungere 70
5.1.Calculul instalaţiei de racire 70
5.1.1Calculul cantităţii de căldură evacuată prin sistem 70
5.1.2.Calculul radiatorului 71
127
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
5.1.3.Debitul de lichid ce trebuie sa treacă prin radiator
pentru a prelua căldura:
72
5.1.4.Calculul numărului de tuburi 72
5.1.5.Capacitatea sistemului de răcire 73
5.1.6. Calculul ventilatorului 74
5.1.7. Calculul pompei de lichid 76
5.1.8..Raza paletelor la intrare r1 77
5.1.9.Debitul teoretic al pompei 77
5.1.10.Debitul real al pompei 77
5.1.11. Viteza periferică u2 77
5.1.12.Raza rotorului r2 77
5.1.13.Puterea absorbită de pompă 78
5.1.14Vitezele relative 78
5.1.15.Lăţimile paletelor la ieşire şi intrare: 78
5.2. Calculul instalaţiei de ungere 79
5.2.1. Calculul lagarelor arborelui cotit pe baza teoriei
hidrodinamice a ungerii
79
5.2.2.Caldura dezvoltată prin lagăr 82
5.2.3.Debitul de ulei al instalaţiei 83
5.2.3.1. Asigurarea debitului necesar
ungerii tututor lgărelor 83
5.2.3.2. Preluarea cantităţii de căldură care
trebuie disipată prin ulei 83
5.2.3.3. Calculul pompei de ulei 84
128
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAŞOV PROIECT DE DIPLOMĂ FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
6.Consideraţii privind sistemul de alimentare
85
6.1Calculul injectorului 86
7.Procesul tehnologic de realizare a pistonului 87
8.Studiu privind tendinţele in domeniul echipamentelor de injecţie 89
Concluzii 123
Bibliografie 124
129