INFLUENȚA REACȚIUNII DE PE FUSUL MANETON ASUPRA SARCINII GRUPULUI DE PUTERE

Sesiunea Ştiinţifică Studenţească, 16-17 mai 2014

INFLUENȚA REACȚIUNII DE PE FUSUL MANETON ASUPRA SARCINII GRUPULUI DE PUTERE

MORARU Ovidiu1 Conducători ştiinţifici: Prof.dr.ing. Adriana COMĂNESCU, Lector.dr.ing. Florian Ion PETRESCU REZUMAT: Rapida deteriorare a mediului înconjurător și incertitudinile privind rezervele de energie pentru viitor sunt considerate principalele consecințe ale stilului actual de viață bazat pe confort și mobilitate. Pentru viitor, vor trebui dezvoltate și implementate rapid tehnologii de înaltă eficiență în toate sectoarele cu precădere în domeniul auto. Subsumat prezentei lucrări, un element determinant al fiabilității motoarelor îl reprezintă ansamblul arborelui cotit. Stresul la care este sau nu supus are un rol determinant în funcționarea optimă a motorului. Preocuparea specialiștilor este așadar “jonglarea” cu diverse caracteristici ale ansamblului arborelui cotit pentru identificarea unor valori care să asigure performanțe maxime și o fiabilitate sporită a blocului motor-inima oricărui autovehicul.

CUVINTE CHEIE: fus maneton, reacțiune, grup de putere, diagramele forțelor, moment motor.

1

INTRODUCERE

Motorul cu ardere interna in 4 timpi transformă energia chimică a combustibilului în energie termică (prin ardere, în interiorul camerei de ardere a motorului) și apoi în energie mecanică, prin deplasarea unui piston. Explozia gazelor în camera de ardere aplică o presiune pistonului, care se va deplasa împingând tija (biela) care la rândul ei învârte arborele cotit. Mecanismul de transmitere a mișcării pistonului la arborele cotit poartă numele de mecanism bielă-manivelă.

2

STADIUL ACTUAL

În stadiul actual de dezvoltare a automobilelor, se utilizează cu precădere, ca surse de putere motorul cu ardere internă cu piston, datorită următoarelor avantaje: - randament ridicat în comparaţie cu alte motoare termice, deci funcţionare cu un consum redus de combustibil; - simplitate şi compactitate; - posibilitatea pornirii imediate şi trecerii rapide le regimul de sarcină plină; - posibilitatea opririlor de scurtă durată, rezultând şi o economie de combustibil; ________________________________________ 1 Specializarea: Modelarea și Simularea Sistemelor Mecanice Mobile, Facultatea IMST; E-mail: moraruovidiu@yahoo.com;

1

- depozitarea combustibilului şi transportul relativ uşoare; - utilizarea unor materiale mai puţin costisitoare. În acelaşi timp acest motor are şi unele dezavantaje, ca:

- suportă suprasarcini mici de aproximativ 10-15 %; - necesită un sistem de răcire complicat; - este echipat cu mecanisme cu cinematica complexa.

- emană gaze nocive, fapt care duce la poluarea atmosferei.

Toate acestea determina o preocupare continua pentru perfecționarea motoarelor cu ardere interna.

Statistica a consemnat faptul ca pentru autoturisme sunt utilizate cu precădere motoarele cu aprindere prin scânteie.

2.1

Cuplu versus Putere În ceea ce privește automobilele și în special motoarele ce le echipează, întrebarea „Ce este mai important, cuplul sau puterea?” este cea mai des utilizată de către posesorii de automobile sau de către pasionați în general. Aproape pe toate forum-urile dedicate automobiliștilor acest topic „Cuplu vs putere” este prezent. Deci, ce este mai important, cuplul sau puterea!?

Pentru a înțelege pe deplin ce este cuplul și puterea voi explica noțiunile legate de cuplu și putere și caracteristicile de cuplu și putere a unui motor termic.

Influența reacțiunii de pe fusul maneton asupra sarcinii grupului de putere 2.1.1. Noțiuni fizice legate de cuplu și putere 2.1.1.1.Cuplul motor Cuplul, denumit și moment, este o mărime fizică ce reprezintă tendința unei forțe de a roti un obiect în jurul unei axe. Valoarea cuplului este dată de produsul dintre forța ce acționează asupra obiectului respectiv și lungimea brațului forței.

Brațul forței este distanța dintre punctul în care se aplică forța și punctul de pivotare, rotire al obiectului. Unitatea de măsură a cuplului este Newton metrul [Nm]. În cazul unui motor termic, cuplul motor este dat de produsul dintre forța ce apasă asupra pistonului și lungimea brațului maneton (brațul forței).

Explicația vine de la faptul că, pentru un motor diesel, presiune medie în cilindru are valori mai mari deci forța de apăsare este mai mare.

2.1.1.2. Puterea Puterea mecanică este definită ca o mărime fizică egală cu lucrul mecanic efectuat într-un interval de timp. Cu alte cuvinte puterea este produsul dintre cuplu și viteză unghiulară (turație).

Unitatea de măsură a puterii în sistemul internațional de măsura (SI) este Watt-ul [W].

Puterea [W] = Cuplu [Nm] x Viteză unghiulară [rad/sec] În domeniul automobilelor ca unitate de măsură pentru putere se utilizează calul putere [CP] iar în loc de viteză unghiulară se utilizează turația în rotații pe minut [rot/min]. Utilizând aceste unități de măsură calculul puterii se face astfel: Puterea [CP] = (1/7021.55) x Cuplu [Nm] x Turația [rot/min] Este evident că cuplul este o componentă a puterii și din acest motiv o comparație directă nu prea își are rostul. Prin creșterea cuplului motor creștem și puterea în același timp. Un alt mod de creștere a puterii impune creșterea turației. Schema de mai jos sintetizează factorii prin care se poate mări puterea unui motor și care sunt limitările acestora.

Fig1.

Cuplul motor generat la arborele cotit

Fig 2.

Moduri de creștere a puterii motorului cu ardere internă

Este evident că fiecare braț maneton, ce corespunde fiecărui cilindru va genera cuplu la arborele cotit atunci când pistonul respectiv va fi pe cursa de destindere.

Cuplul motor poate fi mărit prin mărirea forței de apăsare sau prin creșterea lungimii brațului maneton. Dacă comparăm un motor pe benzină cu un motor diesel din punct de vedere al cuplului, pentru aceeași capacitate cilindrică, vom observa că motorul diesel generează un cuplu motor mai mare.

2

-Valoarea turației este limitată superior în primul rând datorită frecărilor mari ce apar între piesele în mișcare. Cu cât turația crește cu atât randamentul motorului scade; -Presiunea rezultată în urma destinderii gazelor este limitată superior datorită rezistenței mecanice și termice a pieselor mecanice (piston, cilindru, segmenți, supape). De asemenea o presiune prea mare în camera de ardere poate cauza, în cazul motoarelor pe benzină, autoaprinderea amestecului

Sesiunea Ştiinţifică Studenţească, 16-17 mai 2014 aer-combustibil, cu efecte distructive asupra motorului; -Lungimea brațului maneton are impact și asupra echilibrării dinamice a motorului. Din acest motiv un arbore cotit cu brațe manetoane supradimensionate nu va fi optimizat din punct de vedere a vibrațiilor și oscilațiilor.

2.1.2. Explicarea caracteristicii de cuplu și putere a unui motor termic Estimarea performanțele dinamice ale unui motor cu ardere internă se poate face analizând caracteristicile de cuplu și putere. Aceste caracteristici reprezintă variația cuplului și a puterii în funcție de turația motorului. În cazul în care ne interesează doar performanțele dinamice și mai puțin cele de consum de interes sunt caracteristicile de cuplu și putere la sarcină totală (pedala de accelerație apăsată 100%).

Fig 3.

Curbele de cuplu și putere ale unui motor termic la sarcină totală (pedala de accelerație apăsată 100%).

Curbele de cuplu și putere prezentate sunt generice, nu aparțin unui motor anume. De asemenea forma curbelor depinde de tipul motorului (benzină sau motorină), tipul sistemului de admisie de aer (aspirat sau supraalimentat) sau de tipul injecție (directă sau indirectă).

Pe baza curbelor de cuplu și putere se pot face aprecieri privind performanțele dinamice ale motorului. Coeficienții pe baza cărora se pot compara două motoare diferite din punct de vedere ale curbelor de cuplu și putere sunt: Coeficientul de elasticitate Ke = nPmax/nCmax Cu cât acest coeficient este mai mare cu atât banda de putere (intervalul între nCmax și nPmax) este mai mare. Banda de putere mai este numită și banda de stabilitate sau zona de stabilitate.

Intervalul de turații dintre nmin și nCmax se numește zonă instabilă de funcționare deoarece la scăderea turației (datorită creșterii rezistențelor la înaintare) cuplul motor scade și el ceea ce poate determina calarea (oprirea) motorului. Intervalul de 3

turații adiacent, între nCmax și nmax se numește zonă stabilă de funcționare deoarece odată cu scăderea turației motorului cuplul motor crește ceea ce echilibrează creșterile rezistențelor la înaintare.

Astfel cu cât coeficientul de adaptabilitate este mai mare cu atât banda de stabilitate crește. Acest lucru ne permite o mai ușoară adaptarea unei cutii de viteze din punct de vedere al etajării rapoartelor.

Coeficientul de adaptabilitate Ka = Cmax/CPmax Acest coeficient, cu cât este mai mare, exprimă posibilitatea unui automobil de a învinge rezistențele la înaintare fără să fie necesară schimbarea treptei de viteză. Acest lucru este posibil deoarece, într-o anumită treaptă de viteză, la reducerea turației cuplul motor crește (în ipoteza în care punctul de funcționare se află în domeniul stabil).

Un alt parametru care poate fi utilizat în cazul în care dorim să comparăm două motoare este puterea litrică. Acest parametru reprezintă raportul dintre puterea maximă a motorului și cilindreea totală (Vtot) și se măsoară în CP pe litru: Pl = Pmax [CP] / Vtot [L].

2.2 Arborele Cotit 2.2.1. Caracteristicile Arborelui Cotit Din punct de vedere mecanic, arborele cotit este cea mai solicitată piesă a motorului deoarece, prin intermediul pistonului și a bielei, preia forțele datorate presiunii din cilindru. Arborele cotit este piesa care preia forțele din bielă, însumează lucrurile mecanice produse în cilindrii și transmite energia rezultată către roți prin intermediul transmisiei.

De asemenea arborele cotit antrenează unele sisteme auxiliare ale motorului (distribuția, pompa de ulei, pompa de apă, compresorul, alternatorul, etc.).

Arborele cotit este poziționat în interiorul motorului, fixat de blocul motor, prin fusurile paliere.

Fig 4.

Secțiune printr-un motor cu ardere internă

Sursa: Wikimedia Commons

Influența reacțiunii de pe fusul maneton asupra sarcinii grupului de putere Piesele principale ale unui motor cu ardere internă: 1-chiulasă 2-capac de chiulasă 3-arbore cu came 4-lanț de distribuție 5-arbore cotit 6-bielă 7-piston 8-sorb ulei 9-bloc motor Elementele ce compun un arbore cotit pentru motor sunt: -fusurile paliere (prin acestea arborele se sprijină pe blocul motor, în lagăre); -fusurile manetoane (pe acestea sunt prinse bielele); -brațele (realizează legătura dintre fusurile paliere și manetoane, conțin adesea și contragreutăți de echilibrare); -capetele (pe unul se montează volantă iar pe celălalt mecanismul de roti dințate pentru antrenarea distribuției).

Volanta asigură regularitatea mișcării de rotație a arborelui cotit, pentru fiecare ciclu motor.

Deoarece cuplul motor nu este continuu, el este produs doar pe cursa de destindere pentru fiecare cilindru, se impune utilizarea unei volante.

Pentru motoarele în V, pe același maneton se prind câte două biele. În figură se poate observa arborele cotit al motorului de Lexus LFA cu 10 cilindrii în V, pe care se pot distinge 6 fusuri paliere și 5 fusuri manetoane.

Fig 5.

Arborele cotit pentru un motor cu 10 cilindrii în V (Lexus LFA )

Sursa: Wikimedia Commons 1, 2, 3, 4, 5, 6 – fusuri paliere a, b, c, d, e – fusuri manetoane Pentru a reduce frecarea în timpul mișcării de rotație, arborele cotit se montează pe cuzineți în lagărele blocului motor. Frecarea dintre cuzineți și arborele cotit este umedă, cu ulei sub presiune, presiunea fiind asigurata de pompa de ulei. Uleiul circula la fusurile manetoane și paliere prin intermediul unor canale prevăzute în arbore.

Pentru a echilibra arborele cotit în timpul mișcării de rotație brațele pot fi prevăzute cu contragreutăți. Calibrarea acestor contragreutăți se face prin găurire, cu diametre și adâncimi diferite.

Forma arborelui cotit, respectiv numărul fusurilor paliere și cel al fusurilor manetoane, sunt 4

condiționate de numărul și poziția cilindrilor, de ordinea de aprindere și de echilibrarea dinamică a forțelor de inerție ce apar în timpul rotație.

Arborele cotit se obține de obicei din oțel-carbon de înaltă calitate sau, în funcție de solicitările la care este supus, din oțel aliat cu crom și nichel sau cu molibden și vanadiu.

Arborele cotit fiind piesă în mișcare are nevoie de ungere cu ulei pe secțiunile în contact cu alte piese.

Astfel fusurile, paliere și manetoane precum sunt prevăzute cu găuri, canale prin care circulă ulei sub presiune.

Fig 6.

Exemple de arbori cotiți

Sursa: Wikimedia Commons Circuitul de ungere cu ulei din interiorul arborelui cotit -găuri de ungere prevăzute în fusul palier -găuri de echilibrare prevăzute în contragreutăți -găuri de ungere prevăzute în fusurile manetoane Arborii cotiți sunt fabricați prin turnare sau prin strunjire pe mașini cu comandă numerică. a) Rolul. Arborele cotit are rolul de a transmite în exterior lucrul mecanic produs în cilindrii motorului. Mişcarea de translaţie a pistoanelor este transformată în mişcare proprie de rotaţie prin intermediul întregului mecanism bielă-manivelă. De asemenea arborele cotit antrenează în mişcare de rotaţie o serie de alte subansamble sau organe ale motorului, cum ar fi: arborele cu came, pompa de apă, de ulei, de injecţie, alternatorul, compresorul pentru sistemul de frânare, etc. b) Solicitări. Arborele cotit este piesa cea mai solicitată din întreg motorul el fiind supus la: întindere, compresiune, încovoiere, torsiune, solicitări cu şoc, oboseală, uzură. Toate aceste solicitări sunt provocate de forţele ce acţionează în mecanismul motor şi de momentele generate de acestea (la motorul policilindric).

Sesiunea Ştiinţifică Studenţească, 16-17 mai 2014 c) Cerinţe. Fiind o piesă atât de solicitată cerinţele sunt pe măsură şi anume: rezistenţă mecanică, rigiditate, precizie dimensională, duritate a suprafeţelor fusurilor, coaxialitate a centrelor fusurilor. d) Construcţie. Părţile componente ale arborelui cotit: capătul din faţă este porţiunea executată de obicei în trepte şi pe care se montează următoarele elemente: pinionul de antrenare al distribuţiei, simering de etanşare la ulei, fulia arborelui cotit, uneori un amortizor de vibraţii torsionale.

Fusurile paliere sunt fusurile ce se găsesc pe axa de rotaţie şi prin intermediul cărora arborele cotit se sprijină în lagărele paliere executate în carterul superior al blocului motor. Toate fusurile au acelaşi diametru şi aceeaşi lungime cu excepţia, de regulă a fusului palier din mijloc care este mai lung deoarece aici se montează nişte cale semiinelare pentru fixarea axială a arborelui cotit.

Fusurile manetoane sunt fusurile ce se găsesc de-a lungul şi în jurul axei de rotaţie a arborelui cotit la distanţa r=S/2, unde S este cursa pistonului. Toate au acelaşi diametru şi aceeaşi lungime. La unele construcţii, pentru uşurare, fusurile manetoane şi chiar cele paliere se găuresc, diametrul găurii ajungând la 60...80% din diametrul fusului.

Braţele sunt părţile care fac legătura între cele două tipuri de fusuri. Pot avea diferite forme constructive însă, cel mai des la motoarele de automobile se utilizează braţele de formă eliptică. Două fusuri paliere alăturate, împreună cu cele două braţe şi fusul maneton dintre acestea, formează un cot (manivelă) al arborelui. Numărul de coturi (manivele) este egal cu numărul de cilindri ai motorului (i) dacă aceştia sunt dispuşi în linie şi egal cu i/2 dacă motorul este în V. Dispunerea relativă a acestor coturi (in jurul axei de rotaţie a arborelui cotit) şi în lungul axei de rotaţie se face din considerente de bună echilibrare naturală. S-a constatat de asemenea că rezistenţa la oboseală a arborelui cotit creşte odată cu creşterea suprapunerii.

Contragreutăţile sunt mase dispuse pe prelungirea braţelor, în sens opus fusului maneton, şi care servesc pentru echilibrare. Ele pot fi turnate odată cu arborele, sau pot fi piese separate, când se fixează cu şuruburi . e) Materiale, tehnologie de fabricaţie, control şi montaj. Arborele cotit se execută prin turnare sau prin forjare. Arborele turnat este mai puţin rezistent mecanic decât cel forjat însă este mai ieftin. De aceea arborele turnat se foloseşte la MAS-uri (motoare cu aprindere prin scânteie) de serie, iar cel forjat ia MAS-uri de competiţii sportive sau la MAC-uri (motoare cu aprindere prin compresie) de mare putere.

5

După turnare sau forjare se relucrează prin aşchiere fusurile paliere şi manetoane, ultima operaţie fiind de rectificare până la o rugozitate de 0,08 mm. Apoi se călesc CIF (curenți de înaltă frecvență) fusurile până la o duritate de 55...65 HRC pe o adâncime de: 1,5...3mm. Rugozitatea fusurilor este de max. 0,4 μm la MAS pentru turisme şi 0,8 μm la MAS şi MAC pentru autocamioane. Ovalitatea admisă a fusurilor este de 0,02 μm, iar conicitatea 0,02...0,03%. f) Comportarea în exploatare. În afara uzurii normale a fusurilor, mai pot apărea: - griparea fusurilor ca urmare a topirii stratului antifricţiune de pe cuzineţi şi aderarea lui la fus; - rizuri sau zgârieturi pe suprafaţa fusului ca urmare a unor impurităţi mari existente în ulei şi nereţinute de filtru; - ovalizări ale fusurilor din cauza defectelor de material asociate cu deficiente de ungere şi cu forţe mari ce acţionează în lagăre.

Datorită uzurii fusurilor jocul acestora în lagăre creşte ceea ce duce la scăderea presiunii uleiului din sistemul de ungere .

Forțele care acționează asupra fusului maneton. Diagrama polară a fusului maneton Forța tangențială T, forța radială Z și forța centrifugă de inerție Fcb a masei m2b a bielei aflată în mișcare de rotație, acționează asupra fusului maneton.

Forța rezultantă care acționează asupra fusului maneton va fi, prin urmare: 2.3

(1) (2)

unde:

Forța rezultantă se determină grafic însumând vectorial toate forțele amintite (fig. 4.a).

Se consideră un sistem de axe Z-T care se rotește împreună cu arborele cotit. Se admite ca sens pozitiv pentru forțele T- sensul de rotație al arborelui cotit, iar pentru forțele Z- sensul de la fusul maneton spre axa de rotație a arborelui.

Se

așează

la

scară,

forțele

si

corespunzătoare unui unghi de rotație oarecare α, cu originea în punctul O ținând cont de semnele lor.

Din compunerea acestor forțe se obține vectorul rezultant

(fig. 7.a.) Rezultanta

însumând vectorial forțele = sau

+

și

se obține adică: (3)

Influența reacțiunii de pe fusul maneton asupra sarcinii grupului de putere =

)

(4)

Determinând pentru toate valorile unghiului a vectorii și unind printr-o curbă continuă vârfurile lor, se obține diagrama polară a fusului maneton cu polul în punctul O', corespunzător vârfului vectorului

).

De remarcat că vectorul este constant în mărime și sens în raport cu sistemul Z-T, deci punctul O' este fix în raport cu același sistem.

Mărimea și sensul forței rezultante ce acționează asupra fusului maneton pot fi determinate cu relațiile de mai jos (vezi fig. 7.a) (5) (6) sau

Fig. 7c. Construcția diagramei de uzură a fusului maneton

unde Rmx este valoarea rezultantei corespunzătoare fiecărei diviziuni unghiulare, iar knumărul de diviziuni ale curbei Rm=f(α).

Cu ajutorul valorilor Rmmax si Rmmed se determină încărcarea specifică maximă și medie a fusului maneton.

(9)

(7) Unghiul α se măsoară în sens trigonometric de la semiaxa pozitivă a forțelor Z. Prin desfășurarea diagramei vectoriale în funcție de unghiul α (fig.7.b), se obține curba Rm=f(α), cu ajutorul căreia se determină valorile maximă și medie a forțelor rezultante pe fusul maneton: (8)

Fig.7a.

Construcția diagramei polare a fusului maneton

Fig.7d Diagrama de uzură a fusului maneton

(10) unde:

dm - diametrul fusului maneton, în [mm]; lcb - lungimea cuzinetului de biela, în [mm].

Mărimea pmed caracterizează încărcarea cuzinetului, uzura și lucrul mecanic de frecare; pmed nu trebuie să depașească valoarea de 6 [N/mm2].

Raportul pmax/pmed caracterizează gradul de șoc al încărcării lagărului și este cuprins între limitele 2…3.Pe baza diagramei polare se construiește diagrama de uzură. La baza construcției acestei diagrame stau următoarele ipoteze:

Fig. 7b.

Diagrama polara (a) și desfașurată (b) a forței rezultante Rm pe fusul maneton

- uzura este proporțională cu rezultanta care acționează asupra fusului maneton; 6

Sesiunea Ştiinţifică Studenţească, 16-17 mai 2014 - forțele care solicită la un moment dat fusul se distribuie pe suprafața lui la 60o, de ambele părti ale punctului de aplicație.

Modul de construire a diagramei de uzură este prezentat în fig.7.c Se trasează un cerc care reprezintă secțiunea fusului. Se construiesc radial vectori proporționali cu mărimea forțelor rezultante din diagrama polară. Extremitățile vectorilor se sprijină pe conturul cercului. Pe rând, de la direcția fiecărei forțe la 600 în ambele părți, se duc în interiorul cercului fâșii circulare, a căror înălțime este proporțională cu mărimea forței.

Suprafața acumulată după construirea tuturor fâșiilor pentru un ciclu motor reprezintă diagrama de uzură. În fig. 7.d este prezentată o astfel de diagramă.

Diagrama de uzură indică zona presiunilor cele mai reduse de pe fus și, deci locul unde trebuie prevăzută gaură de ungere.

2.4

Cinematica și cinetostatica diadei RRT

2.5 2.4.1.Cinematica diadei RRT Cinematica diadei de aspectul al doilea RRT, poate fi urmărită în figura 8, iar calculele în sistemul relaţional (11). Relaţiile pot fi utilizate practic la orice diadă RRT deşi, în cazul prezentat în figură diada este practic legată la o manivelă alcătuind un mecanism bielă-manivelă-piston, utilizat la motoarele termice (Otto, Lenoir, Diesel, Stirling), la compresoare, pompe rotative cu piston, prese, etc.

Se cunosc datele de intrare în diadă xB , y B , xC , yC (care se determină cu relaţiile aferente), şi trebuiesc calculate datele de ieşire principale,  , , . Iniţial se determină funcţiile trigonometrice sin şi cos ale unghiului  după care se calculează  , . Apoi se calculează poziţiile, vitezele şi acceleraţiile celor două centre de greutate G2 şi G3C. y

r  l1

(11) 2.6

2.4.2.Cinetostatica diadei RRT Cinetostatica (determinarea forţelor ce acţionează asupra mecanismului şi a reacţiunilor din cuplele cinematice) diadei de aspectul al doilea RRT, poate fi urmărită în figura 9, iar calculele în sistemul relaţional (12).

y R12

G2 2

2    

B

a2

y 32

R

 R

y 23

FGiy2 M

iy G3

F

l  l2



s2

B x R12

2

i 2

G2

FGix2

2  

C  G3

M 03

3

R03

x x R32   R23

3

Fig. 8 Cinematica diadei RRT

7



x

1

C  G3



1  

G1  A

b2

  x  l  cos   xC  xC T  0 Se dau :  B 1  2 2 2   y B  l1  sin   yC  yC T  l1  sin   l 2  l1  cos    Se det er min ã :   cos  l1  cos   l2     semnsin   arccos cos   l1  sin   yC  sin  l2    l  sin   yC   l  cos     arccos  1     semn 1 l  2    l2     sin        sin       1  2  cos    2  sin 3       xG2  xC  b2  cos  xG2  xC  b2  sin      yG2  yC  b2  sin  y G2  y C  b2  cos   2   xG2  xC  b2  cos   b2  sin    2   yG2  yC  b2  sin   b2  cos      xC  0; yC  l1  sin   l 2  sin  y  l  cos     l  cos  2  C 1  yC  l1  sin    2  l1  cos     l 2  sin  2  l 2  cos  

Fig. 9 Cinetostatica diadei RRT

Influența reacțiunii de pe fusul maneton asupra sarcinii grupului de putere  sin    x  l  cos      sin     B 1   y B  l1  sin   cos      1  2  3   2   sin    xG  xC  s2  cos  2  xG  xC  s2  sin  2   2  2  2    yG2  yC  s2  sin  2  y G2  y C  s2  cos  2   2    xG2  xC  s2  cos  2   22  s2  sin  2  2   2   yG2  yC  s2  sin  2   2  s2  cos  2  2   FGix2  m2  xG2   iy  xC  0; yC  l1  sin   l2  sin  FG2  m2  yG2  y C  l1  cos     l2  cos   i  2 2  yC  l1  sin     l2  sin   M 2   J G2  2  iy  l  cos   FG3  m3  yC  2    M C(3)  0  M 03  0  ( 2 , 3) iy  M B  0  R03   y B  yC   FG3   xB  xC    ix iy i  FG2  y B  yG2  FG2  xB  xG2  M 2  0   iy ix iy i  R  FG3  xB  xC   FG2  yG2  y B  FG2  xB  xG2  M 2 03  y B  yC    ( 3) x x x  Fx  0  R23  R03  0  R23   R03  R32  R03  F (3)  0  R y  F iy  0  R y   F iy  R y  F iy 23 G3 23 G3 32 G3  y  x 2 y 2  R32  R32   R32   F ( 2)  0  R x  F ix  R x  0  R x   F ix  R x 12 G2 32 12 G2 32  x  F ( 2)  0  R y  F iy  R y  0  R y   F iy  R y 12 G2 32 12 G2 32  y  x 2 y 2  R12  R12   R12 

















(12) 2.5. Diagramele forțelor și momentului motor În urma rulării mai multor scenarii pentru datele de intrare ale programului realizat în Microsoft Office Excel 2007, au rezultat următoarele diagrame pe care le voi prezenta în continuare: 2.5.1. Diagrama în cazul momentului motor neamplificat cu valoarea constantei k: n1 [rpm] 6000 r=l1 [m] 0,1 l=l2 [m] 0,3 m2 [kg] 3 m3 [kg] 1,8 JG2 [kgm2] 0,0225 s2 [m] 0,2 ʎ [] 0,333333

8

2.5.2. Diagrama în cazul momentului motor amplificat cu valoarea constantei k (pentru o mai bună vizibilitate)-diagrama de referință: n1 [rpm] 6000 r=l1 [m] 0,1 l=l2 [m] 0,3 m2 [kg] 3 m3 [kg] 1,8 JG2 [kgm2] 0,0225 s2 [m] 0,2 ʎ [] 0,33333 3

2.5.3. Diagrama în cazul creșterii turației motorului la 10000 rpm: n1 [rpm] 10000 r=l1 [m] 0,1 l=l2 [m] 0,3 m2 [kg] 3 m3 [kg] 1,8 JG2 [kgm2] 0,0225 s2 [m] 0,2 ʎ [] 0,333333

Consecință: Față de diagrama “martor” 2.5.2 se observă atât o creștere a forțelor cât și a momentului motor 2.5.4. Diagrama în cazul variației maselor bielei (m2) și ale pistonului (m3) –creștere: n1 [rpm] 6000 r=l1 [m] 0,1 l=l2 [m] 0,3 m2 [kg] 4

Sesiunea Ştiinţifică Studenţească, 16-17 mai 2014 m3 [kg] JG2 [kgm2] s2 [m] ʎ []

2,8 0,03 0,2 0,333333

Consecință: Față de diagrama “martor” 2.5.2 se observă atât o creștere ușoară a forțelor cât și a momentului motor Consecință: Față de diagrama “martor” 2.5.2 se observă atât o creștere a forțelor cât și a momentului motor 2.5.5. Diagrama în cazul variației elementelor l și r: n1 [rpm] 6000 r=l1 [m] 0,2 l=l2 [m] 0,5 m2 [kg] 3 m3 [kg] 1,8 JG2 [kgm2] 0,0625 s2 [m] 0,333333 ʎ [] 0,4

2.5.7. Diagrama în cazul momentului motor amplificat cu valoarea constantei k (RADAR): n1 [rpm] 6000 r=l1 [m] 0,1 l=l2 [m] 0,3 m2 [kg] 3 m3 [kg] 1,8 JG2 [kgm2] 0,0225 s2 [m] 0,2 ʎ [] 0,333333

Consecință: Față de diagrama “martor” 2.5.2 se observă atât o creștere a forțelor (aprox. de două ori) cât și a momentului motor (aprox. de patru ori) 2.5.6. Diagrama în cazul deplasării centrului de greutate la 3/4 din l: n1 [rpm] 6000 r=l1 [m] 0,1 l=l2 [m] 0,3 m2 [kg] 3 m3 [kg] 1,8 JG2 [kgm2] 0,0225 s2 [m] 0,225 ʎ [] 0,333333

9

În diagrama de tip RADAR se poate observa distribuția forțelor și a momentului motor pe întreg cercul trigonometric. Totodată se pot identifica maximul și minimul forțelor pe cele două axe x și y (sau ale rezultantei) și momentului motor.

3

CONCLUZII

În cazul mecanismului bielă-manivelă, prin studiul cinematic şi dinamic, se urmăreşte determinarea mărimilor caracteristice ideale proiectării unui motor cu ardere internă. Determinarea acestor mărimi şi a legilor care le definesc, stă la baza formulării şi rezolvării problemelor de natură dinamică. Analiza funcțiilor care exprimă deplasarea, viteza şi acceleraţia pieselor

Influența reacțiunii de pe fusul maneton asupra sarcinii grupului de putere componente ale mecanismului, permit determinarea forţelor de inerţie care solicită sistemul și aprecierea vitezelor relative care pot determina uzura pieselor fapt ce exercită un impact major asupra fiabilității și siguranței în exploatare, precum și asupra costurilor de producție sau de exploatare.

4

MULŢUMIRI

În perioada elaborării lucrării am primit sprijin din partea unor colegi precum și din partea domnilor profesori. Astfel, împreună cu Chiru Dan și cu Staicu Iulian am reușit șă sintetizez din multitudinea de pagini din Internet și din cărțile publicate în domeniu. Observații pertinente referitor la lucrarea de față au fost făcute și din partea lector dr.ing.

Petrescu Ion Florian. Tuturor e cazul să le mulţumesc pentru efortul depus.

5

BIBLIOGRAFIE

6

NOTAŢII

Următoarele simboluri sunt utilizate în cadrul lucrării: Pmax Cmax PCmax CPmax nmin nCmax nPmax nmax Ke Ka Pl Vtot T Z Fcb Rmx k

[1]. PETRESCU F., (2012), Teoria Mecanismelor: Curs și Aplicații, Create Space Publisher, USA, ISBN 9781479293629.

[2]. PETRESCU F., PETRESCU R., (2012), Motoare Termice, Create Space Publisher, USA, ISBN 9781480204881.

[3]. Solomon G, (2013). Dinamica motoarelor cu ardere internă, disponibil la: http://www.scribd.com/doc/134752646/DINAMIC A-MOTOARELOR Accesat la data: 05.05.2014.

[4]. Sarchisian A, (2012). Dinamica motoarelor cu ardere internă, disponibil la: http://www.scribd.com/doc/113702203/26145798Procese-Si-Caracteristici-Ale-Motoarelor-CuArdere-Interna Accesat la data: 05.05.2014.

[5]. Tehnologia de fabricare a compresoarelor, disponibil la: http://www.mecanica.pub.ro/id62399/indrumare_62 399/tehnologia_de_fabricare_a_comp2.pdf Accesat la data: 05.05.2014.

[6]. http://www. commons.wikimedia.com Accesat la data: 05.05.2014.

10

dm lcb r=l1 l=l2 m2 m3 s2

Puterea maximă a motorului [CP] Cuplul maxim al motorului [Nm] Puterea la turația de cuplu maxim [CP] Cuplul la turația de putere maximă [Nm] Turația minimă a motorului [rot/min] turația de cuplu maxim [rot/min] Turația de putere maximă[rot/min] Turația maximă a motorului [rot/min] Coeficientul de elasticitate Coeficientul de adaptabilitate Puterea litrică Cilindreea totală [L] Forța tangențială Forța radială forța centrifugă de inerție Valoarea rezultantei corespunzătoare fiecărei diviziuni unghiulare Numărul de diviziuni ale curbei Rm=f(α).

Diametrul fusului maneton, în [mm]; Lungimea cuzinetului de biela în [mm].

Element [m] Element [m] Masa bielei [kg] Masa pistonului [kg] Distanța până la centrul de greutate [m]