Universitatea Transilvania din Brasov

Transcription

1 Investeşte în oameni! FONDUL SOCIAL EUROPEAN Programul Operaţional Sectorial Dezvoltarea Resurselor Umane Axa prioritară 1 Educaţie şi formare profesională în sprijinul creşterii economice şi dezvoltării societăţii bazate pe cunoaştere Domeniul major de intervenţie 1.5 Programe doctorale şi post-doctorale în sprijinul cercetării Titlul proiectului: Investiţie în dezvoltare durabilă prin burse doctorale (INED) Numărul de identificare al contractului: POSDRU/88/1.5/S/59321 Beneficiar: Universitatea Transilvania din Braşov Universitatea Transilvania din Brasov Scoala Doctorala Interdisciplinara Centrul de cercetare: Produse High-Tech Pentru Autovehicule Ing. Gabriel SANDU Cercetarea vibrațiilor transversale ale unui culbutor cu rolă cu reglare hidraulică a jocului Research of the transverse vibrations of a roller finger follower with hydraulic lash adjuster Conducător ştiinţific Prof.dr.ing.ec. Corneliu COFARU BRASOV, 2012

2 MINISTERUL EDUCAŢIEI, CERCETARII, TINERETULUI ŞI SPORTULUI UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAŞOV BRAŞOV, B-DUL EROILOR NR. 29, , TEL , FAX RECTORAT D-lui (D-nei)... COMPONENŢA Comisiei de doctorat Numită prin ordinul Rectorului Universităţii Transilvania din Braşov Nr din PREŞEDINTE: CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC: REFERENŢI: Prof. univ.dr.ing.mat. Sorin VLASE Facultatea de Inginerie Mecanică Universitatea Transilvania din Brașov Prof. univ.dr.ing. Corneliu COFARU Universitatea Transilvania din Brașov Prof. univ.dr.ing. Nicolae FILIP Universitatea Tehnica din Cluj Napoca Prof. univ.dr.ing. Laurențiu MANEA Universitatea Ovidius din Constanța Prof. univ.dr.ing. Călin Ioan ROȘCA Universitatea Transilvania din Brașov Data, ora şi locul susţinerii publice a tezei de doctorat: , ora..., sala... Eventualele aprecieri sau observaţii asupra conţinutului lucrării vă rugăm să le transmiteţi în timp util, pe adresa gabriel.sandu@unitbv.ro Totodată vă invităm să luaţi parte la şedinţa publică de susţinere a tezei de doctorat. Vă mulţumim.

3 Cuvânt Înainte Sistemul de distribuție al motorului cu ardere internă este un sistem cu o influență majoră asupra performanțelor de putere și poluare ale autovehiculului. În prezent durata de viață estimată a unui autovehicul diesel este de [km] ( mile) [79]. Pentru a atinge această durată de viață, sistemele autovehiculului trebuie să funcționeze fără probleme, pe o perioadă cât mai îndelungată. Acest lucru este posibil doar prin cercetarea amănunțită a sistemelor autovehiculului și optimizarea lor, astfel încât factorii care influențează negativ funcționarea acestora să fie îndepărtați. Mecanismul de distribuție ce utilizează pentru acționarea supapei culbutorul cu rolă cu reglare hidraulică a jocului, a fost studiat în detaliu, analizându-se influența parametrilor funcționali și constructivi asupra vibrației transversale ale culbutorului. Studiul teoretic a fost realizat la Departamentul de cercetare științifică D02 Produse High-tech pentru Autovehicule al Universității Transilvania din Brașov, centru ce dispune de licențe pentru programe performante de simulare în mediul virtual a motorului cu ardere internă, respectiv a mecanismului de distribuție. Pe această cale, îi mulțumesc în primul rând domnului Prof. dr. ing. ec. Corneliu COFARU, conducătorul științific al acestei lucrări, pentru sprijinul acordat în realizarea activității de cercetare și în finalizarea lucrării. * * * Tema tezei intitulată: Cercetarea vibrațiilor transversale ale unui culbutor cu rolă cu reglare hidraulică a jocului este rezultatul colaborării cu Grupul Schaeffler și pe această cale țin să le mulțumesc pentru tot sprijinul acordat la realizarea lucrării. Mulțumesc domnului Prof. dr. ing. Anghel CHIRU, conducătorul Departamentului de cercetare științifică D02 Produse High-tech pentru Autovehicule al Universității Transilvania din Brașov și colectivului din cadrul Departamentului de Autovehicule și Transporturi al Facultății de Inginerie Mecanică pentru programele de simulare puse la dispoziție. Pentru sprijinul acordat în realizarea standului de încercări experimentale mulțumesc domnului Prof.dr.ing. Valeriu ENACHE, domnului ing. Vasile MARIN, domnului Prof.dr.ing. Mihai DOGARIU, domnului Dr.ing. Janos TIMAR și domnului Dr.ing. Dinu COVACIU. Analiza în mediul virtual a mecanismului de distribuție studiat a fost realizată cu soft-ul LMS Virtual Lab, pe această cale țin să mulțumesc domnului ing. Cristi IRIMIA și domnului ing. Daniel TOHANEANU pentru sprijinul acordat prin punerea la dispoziție a acestui soft. De asemenea țin să îi mulțumesc domnului ing. Marian HERMENEAN pentru sprijinul acordat în realizarea diferitelor piese necesare la construcția standului de încercări. Nu în ultimul rând, doresc să mulţumesc familiei pentru sprijinul și înțelegerea acordată de-a lungul celor 3 ani de studiu și colegilor alături de care mi-am desfășurat activitatea. Brașov, Decembrie 2012 Ing. Gabriel SANDU i

4 CUPRINS 1. OBIECTIVELE ȘI SCOPUL LUCRĂRII INTRODUCERE SCOPUL LUCRĂRII OBIECTIVELE LUCRĂRII ETAPELE PARCURSE ÎN REALIZAREA LUCRĂRII STADIUL ACTUAL PRIVIND CERCETĂRILE EXPERIMENTALE ȘI TEORETICE ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE ALE CULBUTORULUI CU ROLĂ SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE AL GAZELOR MECANISMUL DE DISTRIBUȚIE AL GAZELOR CU ACȚIONARE INDIRECTĂ TRANSMISIA MECANISMULUI DE DISTRIBUȚIE A GAZELOR Transmisia cu lanț Transmisia cu curea dințată Transmisia cu roți dințate ARBORELE DE DISTRIBUȚIE Camele PIVOTUL HIDRAULIC CULBUTORUL SUPAPA GHIDUL SUPAPEI SCAUNUL SUPAPEI ARCUL DE SUPAPĂ CLASIFICAREA MECANISMELOR DE DISTRIBUȚIE SISTEME DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ CU CULBUTORI CU ROLĂ SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE CONTINUĂ VARIABILĂ DEPLHI SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ VALVETRONIC DE LA BMW SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ ÎN 2 PAȘI DE LA DELPHI SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ CU CULBUTOR COMUTATOR DE LA SCHAEFFLER TECHNOLOGIES SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ VALVEMATIC DE LA TOYOTA SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ VALVE LIFT DE LA AUDI UZURILE CE APAR ÎN FUNCȚIONAREA CULBUTORULUI CU ROLĂ ii Pg. teza Pg. rezumat

5 2.6. TEORIA VIBRAȚIEI SISTEME VIBRATORII CU UN SINGUR GRAD DE LIBERTATE CONCLUZII DEFINIREA FACTORILOR CARE INFLUENȚEAZĂ VIBRAȚIA TRANSVERSALĂ A CULBUTORULUI INFLUENȚA TURAȚIEI INFLUENȚA PRESIUNII DIN INSTALAȚIA DE UNGERE INFLUENȚA TEMPERATURII ULEIULUI DIN INSTALAȚIA DE UNGERE SENSUL DE ACȚIONARE AL CULBUTORULUI CU ROLĂ ARCUL DE SUPAPĂ FORMA PROFILULUI CAMEI INFLUENȚA JOCULUI DIN GHIDUL SUPAPEI DEZAXARE GHID SUPAPĂ-PIVOT HIDRAULIC INFLUENȚA DISTANȚEI DINTRE GHIDAJELE CULBUTORULUI CU ROLĂ CONCLUZII MODELAREA ȘI SIMULAREA VIRTUALĂ A VIBRAȚIEI TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ STUDIUL CINEMATIC AL MECANISMULUI DE DISTRIBUȚIE STUDIAT DETERMINAREA PROFILULUI DE CAMĂ SIMULAREA CINEMATICĂ A MECANISMULUI STUDIAT SIMULAREA DINAMICĂ A MECANISMULUI STUDIAT MODELUL MULTI - CORP AL MECANISMULUI STUDIAT MODELAREA PIESELOR COMPONENTE ALE MECANISMULUI CERCETAT DETERMINAREA COEFICIENȚILOR DE RIGIDITATE VALIDAREA MODELULUI VIRTUAL STUDIUL INFLUENȚEI TURAȚIEI ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ STUDIUL INFLUENȚEI JOCULUI DIN GHIDUL SUPAPEI ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ STUDIUL INFLUENȚEI ARCULUI DE SUPAPĂ ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ CONCLUZII METODICA ȘI ECHIPAMENTELE UTILIZATE PENTRU CERCETAREA EXPERIMENTALĂ A VIBRAȚIEI TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ iii

6 5.1. STRUCTURA STANDULUI DE ÎNCERCĂRI EXPERIMENTALE CADRUL SUPORT AL STANDULUI DE ÎNCERCĂRI EXPERIMENTALE SISTEMUL DE ANTRENARE AL CHIULASEI INSTALAȚIA HIDRAULICĂ A STANDULUI DE ÎNCERCĂRI EXPERIMENTALE Rezervorul de ulei Pompa de ulei Filtrul de ulei Manometru cu tub Bourdon Supapă de reglare a presiunii INSTALAȚIA ELECTRICĂ A STANDULUI DE ÎNCERCĂRI EXPERIMENTALE Circuitul electric al motorului ce antrenează arborele de distribuție Circuitul electric al motorului ce antrenează pompa de ulei Circuitul electric al încălzitorului de ulei ACHIZIȚIA DATELOR Sistemul de achiziție utilizat pentru monitorizarea presiunii și temperaturii uleiului din instalația de ungere Senzorul de presiune Senzorul de temperatură Sistemul de achiziție utilizat pentru măsurarea vibrației transversale a culbutorului cu rolă METODICA CERCETĂRII EXPERIMENTALE A VIBRAȚILOR TRANSVERSALE ALE CULBUTORULUI CU ROLĂ CU REGLARE HIDRAULICĂ A JOCULUI CALCULUL ERORILOR CONCLUZII CERCETAREA EXPERIMENTALĂ A VIBRAȚIEI TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ CERCETAREA INFLUENȚEI TURAȚIEI ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ CERCETAREA INFLUENȚEI PRESIUNII ULEIULUI ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ CERCETAREA INFLUENȚEI TEMPERATURII ULEIULUI ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ CORELAREA REZULTATELOR OBȚINUTE ÎN URMA SIMULĂRII CU CELE OBȚINUTE PRIN MĂSURARE PE STANDUL EXPERIMENTAL CONCLUZII CONCLUZII FINALE, CONTRIBUȚII ORIGINALE, DISEMINAREA REZULTATELOR ȘI DIRECȚII VIITOARE DE CERCETARE CONCLUZII FINALE iv

7 7.2.CONTRIBUȚII ORIGINALE DISEMINAREA REZULTATELOR DIRECȚII VIITOARE DE CERCETARE BIBLIOGRAFIE REZUMAT CV v

8 CONTENT 1. OBJECTIVES AND PURPOSE OF THE THESIS INTRODUCTION THE PURPOSE OF THE PAPER OBJECTIVES STAGES MADE FOR FINISHING THE THESIS STATE OF THE ART OF EXPERIMENTAL AND THEORETICAL RESEARCHES OF THE TRANSVERSE VIBRATION OF THE FINGER FOLLOWER VALVE TRAIN INDIRECT ACTING VALVE TRAIN VALVE TRAIN TRANSMISSION Chain transmission Belt transmission Gear transmission CAMSHAFT CAMS HYDRAULIC LASH ADJUSTER ROLLER FINGER FOLLOWER ENGINE VALVE VALVE GUIDE VALVE SEAT VALVE SPRING VALVE TRAIN CLASSIFICATION VARIABLE VALVE TRAINS WITH ROLLER FINGER FOLLOWER CONTINUOUSLY VARIABLE VALVE TRAIN FROM DEPLHI CONTINUOUSLY VARIABLE VALVE TRAIN FROM BMW VALVETRONIC STEP VALVE LIFT SYSTEM FROM DEPLHI SWITCHABLE ROLLER FINGER FOLLOWER VALVE TRAIN FROM SCHAEFFLER TECHNOLOGIES CONTINUOUSLY VARIABLE VALVE TRAIN FROM TOYOTA VALVEMATIC AUDI VARIABLE VALVELIFT SYSTEM WEAR OF THE FINGER FOLLOWER VALVE TRAIN Pg. teza Pg. rezumat 2.6. VIBRATION THEORY VIBRATIONS OF SINGLE DEGREE OF FREEDOM SYSTEMS CONCLUZII vi

9 3. DEFINITION OF THE FACTORS WHICH CAN INFLUENCE THE TRANSVERSE VIBRATION OF THE ROLLER FINGER FOLLOWER INFLUENCE OF THE CAMSHAFT SPEED INFLUENCE OF THE OIL PRESSURE FROM THE HYDRAULIC SYSTEM INFLUENCE OF THE OIL TEMPERATURE FROM THE HYDRAULIC SYSTEM INFLUENCE OF THE FINGER FOLLOWER VALVE TRAIN CONFIGURATION INFLUENCE OF THE VALVE SPRING INFLUENCE OF THE CAM PROFILE INFLUENCE OF THE VALVE GUIDE CLEARANCE INFLUENCE OF THE OFFSET BETWEEN VALVE GUIDE AND HYDRAULIC LASH ADJUSTER INFLUENCE OF THE FINGER FOLLOWER VALVE GUIDES CONCLUSIONS VIRTUAL SIMULATION OF THE TRANSVERSE VIBRATION OF THE ROLLER FINGER FOLLOWER THE KINEMATIC STUDY OF THE RESEARCHED VALVE TRAIN DETERMINATION OF THE CAM PROFILE THE KINEMATIC SIMULATION OF THE STUDIED VALVE TRAIN THE DYNAMIC SIMULATION OF THE STUDIED VALVE TRAIN D MULTI BODY VIRTUAL MODEL VALVE TRAIN MODELING THE DETERMINATION OF THE STIFFNESS COEFFICIENTS VALIDATION OF THE VIRTUAL MODEL SIMULATION STUDY OF THE INFLUENCE OF CAMSHAFT SPEED UPON THE TRANSVERSE VIBRATION OF THE FINGER FOLLOWER SIMULATION STUDY OF THE INFLUENCE OF VALVE GUIDE CLEARANCE UPON THE TRANSVERSE VIBRATION OF THE FINGER FOLLOWER SIMULATION STUDY OF THE INFLUENCE OF THE VALVE SPRING UPON THE TRANSVERSE VIBRATION OF THE FINGER FOLLOWER CONCLUSIONS METHODS AND EQUIPMENT USED FOR EXPERIMENTAL RESEARCH TEST BENCH STRUCTURE THE METALIC FRAME OF THE TEST BENCH THE DRIVER SYSTEM OF THE CYLINDER HEAD HYDRAULIC SYSTEM vii

10 Oil reservoir Hydraulic pump Oil filter Pressure gauge Pressure relief valve ELECTRIC SYSTEM The electrical circuit for the 4 [kw] motor The electrical circuit for the 1.1 [kw] motor The electrical circuit for the oil heater DATA ACQUISITION Pressure and oil temperature acquisition system Pressure sensor Temperature sensor Data acquisition system used for measuring the transverse vibration of the finger follower THE METHODS USED FOR EXPERIMENTAL RESEARCH ERROR CALCULUS CONCLUSIONS EXPERIMENTAL RESEARCH OF THE TRANSVERSE VIBRATIONOF THE ROLLER FINGER FOLLOWER THE INFLUENCE OF THE CAMSHAFT SPEED THE INFLUENCE OF THE OIL PRESSURE FROM THE HYDRAULIC CIRCUIT THE INFLUENCE OF THE OIL TEMPERATURE FROM THE HYDRAULIC CIRCUIT THE COMPARISON BETWEEN SIMULATION AND TESTS RESULTS CONCLUSIONS FINAL CONCLUSIONS, ORIGINAL CONTRIBUTIONS, DISEMINATION OF THE RESULTS AND FUTURE RESEARCH DIRECTIONS FINAL CONCLUSIONS ORIGINAL CONTRIBUTIONS DISEMINATION OF THE RESULTS FUTURE RESEARCH DIRECTIONS REFERENCES ABSTRACT CV viii

11 1. OBIECTIVELE ȘI SCOPUL LUCRĂRII 1.1. INTRODUCERE Sistemul de distribuție al gazelor cuprinde totalitatea organelor care participă la operațiunile periodice de umplere a cilindrilor motorului, cu gaze proaspete, respectiv de evacuare a gazelor arse, din cilindrii motorului în atmosferă [2]. Astfel, acest sistem are o influență majoră asupra cantității de combustibil ce poate fi arsă, respectiv asupra performanțelor de putere ale motorului cu ardere internă [3-6]. De asemenea, în funcție de momentul de deschidere și de închidere al supapelor de admisie și de evacuare, mecanismul de distribuție poate influența pozitiv sau negativ nivelul emisiilor poluante generate de motorul cu ardere internă. De-a lungul ultimilor decenii mecanismul de distribuție a fost optimizat continuu, reușindu-se în prezent obținerea unor sisteme performante capabile să modifice în timp real legea de ridicare a supapei. Astfel, pentru a ajunge la aceste rezultate s-au realizat cercetări referitoare la optimizarea profilului de camă, în vederea obținerii de accelerații cât mai mici și deschideri cât mai mari ale supapei, utilizarea materialelor cu rezistență ridicată la uzură, optimizarea arcului de supapă, pentru reducerea apariției fenomenului de rezonanță la turații ridicate, etc.. Culbutorul cu rolă este una dintre cele mai importante piese componente ale mecanismului de distribuție, el având rolul de a amplifica și transmite mișcarea provenită de la arborele cu came la supapă. Mecanismul de distribuție cu acționare indirectă, varianta constructivă cu culbutor cu rolă, prezintă o serie de avantaje cum ar fi: utilizarea unor lobi de camă cu dimensiuni reduse, reducerea forțelor de frecare, ocupă foarte puțin spațiu în chiulasă, etc.. Astfel, datorită avantajelor pe care le oferă acest tip de mecanism, utilizarea lui în echiparea motoarelor cu ardere internă are o pondere ridicată. O defecțiune frecventă a mecanismului de distribuție cu culbutor cu rolă și pivot hidraulic este aceea de salt al culbutorului. Acest fenomen nedorit își poate face apariția datorită funcționării necorespunzătoare a pieselor componente ale mecanismului precum: arcul de supapă, pivotul hidraulic, etc.. În cazul în care culbutorul cu rolă este dislocat din poziția de funcționare normală, piesele cu care a intrat în contact, precum: arborele de distribuție, tija supapei, ghidul supapei trebuie înlocuite dacă prezintă urme de ciupituri sau deformații. Prin îndepărtarea cauzelor ce provoacă apariția acestei defecțiuni se obține majorarea duratei de funcționare a motorului cu ardere internă SCOPUL LUCRĂRII Analiză critică a stadiului actuala a relevat faptul că vibrația laterală a culbutorului cu rolă este un fenomen nedorit ce are ca efect scoaterea din funcțiune a mecanismului de distribuție. În concluzie, pentru asigurarea unei durate de funcționare cât mai mare a mecanismului de distribuție, respectiv a motorului cu ardere internă este absolut necesară cercetarea factorilor care au o influență negativă asupra vibrației laterale a culbutorului cu rolă. Pentru a realiza o analiză cât mai detaliată, autorul își dorește realizarea unui model virtual 3D care să reproducă cât mai exact condițiile de funcționare ale mecanismului de distribuție cercetat și pe care să fie studiată influența unor factori precum: turația de antrenare a arborelui de distribuție, coeficientul de rigiditate al arcului de supapă, valoarea jocului din ghidul supapei asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă. De asemenea, autorul dorește să realizeze și un stand de încercări experimentale, pe care să cerceteze influența factorilor prezentați mai sus. Vibrația transversală a culbutorului cu rolă va fi măsurată cu ajutorul unui senzor de accelerație, montat în lateralul culbutorului. Astfel, prin integrarea de 2 ori a accelerației se va determina deplasarea laterală a acestuia. Rezultatele 9

12 obținute în urma cercetărilor experimentale vor fi comparate cu cele teoretice, obținute prin simulare, realizându-se astfel validarea modelului virtual. Prin această lucrare autorul își dorește să identifice factori care au o influență majoră asupra vibrației laterale a culbutorului cu rolă și să sugereze o serie de măsuri pentru limitarea pe cât posibilă a acestui fenomen nedorit OBIECTIVELE LUCRĂRII Pentru a duce la bun sfârșit această cercetare, autorul își propune o serie de obiective ce trebuie îndeplinite. Primul obiectiv propus este acela a realiza o analiză critică a stadiului actual privind sistemele de distribuție a gazelor utilizate de motorul cu ardere internă. Următorul obiectiv propus de autor este acela de identificare a posibililor factori cu o influență negativă asupra vibrației laterale a culbutorului cu rolă. Pasul următor ce trebuie realizat în această direcție este acela de creare a unui model virtual 3D, ce va fi utilizat pentru studiul teoretic al factorilor și pentru stabilirea gradului de influență a acestora asupra vibrației laterale a culbutorului cu rolă. De asemenea autorul își propune și realizarea unui stand de încercări experimentale cu ajutorul căruia să studieze o serie de factori precum turația de antrenare a arborelui de distribuție, temperatura și presiunea uleiului din instalația de ungere și să valideze modelul virtual utilizat în studiul teoretic. Ultimul obiectiv propus de autor este acela de a prelucra și interpreta datele obținute în urma simulărilor și a măsurărilor experimentale cu scopul stabilirii factorilor cu o influență majoră asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă ETAPELE PARCURSE ÎN REALIZAREA LUCRĂRII Autorul își propune cu această lucrare să analizeze vibrația laterală a culbutorului cu rolă prin determinarea deplasării laterale a acestuia. Saltul culbutorului cu rolă este un fenomen nedorit ce își face apariția în timpul funcționării mecanismului de distribuție și are ca efect scoaterea din funcțiune a acestuia. De asemenea, în cazul apariție acestui fenomen, piesele componente ale mecanismului de distribuție suferă defecțiuni și trebuie obligatoriu înlocuite. Obiectivele propuse de autor au fost duse la bun sfârșit prin parcurgerea etapelor prezentate mai jos. În capitolul 1: OBIECTIVELE ȘI SCOPUL LUCRĂRII este prezentată tema acestei teze de doctorat și necesitatea unei astfel de cercetări. De asemenea, tot în cadrul acestui capitol autorul enunță obiectivele tezei de doctorat și structura acesteia. În capitolul 2: STADIUL ACTUAL PRIVIND CERCETĂRILE EXPERIMENTALE ȘI TEORETICE ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE ALE CULBUTORULUI CU ROLĂ se realizează o analiză critică a mecanismelor de distribuție ce utilizează pentru transmiterea mișcării de la arborele de distribuție la supapă culbutorul cu rolă cu reglare hidraulică a jocului. De asemenea, sunt prezentate și cercetările din domeniu referitoare la vibrația laterală a culbutorului cu rolă. În capitolul 3 intitulat: DEFINIREA FACTORILOR CARE INFLUENȚEAZĂ VIBRAȚIA TRANSVERSALĂ A CULBUTORULUI sunt identificați factorii care ar putea avea o influență negativă asupra vibrației laterale a culbutorului cu rolă. În capitolul 4 denumit: MODELAREA ȘI SIMULAREA VIRTUALĂ A VIBRAȚIEI TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ este prezentat modelul virtual al mecanismului de distribuție cercetat, utilizat pentru studiul factorilor constructivi și funcționali care influențează vibrația transversală a culbutorului cu rolă. În capitolul 5 intitulat: METODICA ȘI ECHIPAMENTELE UTILIZATE PENTRU CERCETAREA EXPERIMENTALĂ A VIBRAȚIEI TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ este evidențiată structura standului de încercări experimentale și echipamentele utilizate la măsurarea vibrației transversale a culbutorului cu rolă. Tot în cadrul 10

13 acestui capitol este descrisă metodica cercetărilor experimentale și exemplificat calculul erorilor pentru un regim de testare. În capitolul 6 denumit: CERCETAREA EXPERIMENTALĂ A VIBRAȚIEI TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ sunt prezentate rezultatele obținute în urma măsurărilor experimentale, prin varierea pe stand a diferiților parametrii cum ar fi: turația de antrenare a arborelui de distribuție, presiunea și temperatura uleiului din instalația de ungere și rigiditatea arcului de supapă. De asemenea, în acest capitol este evidențiată corelația dintre rezultatele teoretice și experimentale obținute în urma cercetării vibrației transversale a culbutorului cu rolă. În capitolul 7 intitulat: CONCLUZII FINALE, CONTRIBUȚII ORIGINALE, DISEMINAREA REZULTATELOR ȘI DIRECȚII VIITOARE DE CERCETARE este descrisă sinteza rezultatelor obținute, contribuțiile personale și direcțiile viitoare de cercetare. 2. STADIUL ACTUAL PRIVIND CERCETĂRILE EXPERIMENTALE ȘI TEORETICE ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE ALE CULBUTORULUI CU ROLĂ Husselman (2005) a studiat comportamentul dinamic al mecanismului de distribuție cu acționare indirectă, varianta constructivă cu culbutor oscilant și pivot hidraulic, atât din punct de vedere experimental cât și teoretic. În urma cercetărilor a rezultat că cea mai frecventă defecțiune a acestui tip de mecanism este saltul culbutorului cu rolă. Această defecțiune este cauzată de funcționarea anormală a arcului de supapă, mai exact datorită apariției fenomenului de ciocnire al spirelor, fenomen ce are ca rezultat pierderea contactului dintre piese. În anul 2000 Comitetului Tehnic AERA a oferit informații referitoare la cauzele ce duc la apariția zgomotului la pornire datorat mecanismului de distribuție, varianta constructivă cu culbutor cu rolă și pivot hidraulic [7]. Conform buletinului tehnic oferit de acest comitet, zgomotul la pornire a fost întâlnit la următoarele tipuri de motor Ford : 4.6, 5.4 și 6.8 [l], la temperaturi ale mediului ambiant mai mici de -12 [ C] și principala cauză pentru această defecțiune este saltul culbutorului cu rolă din poziția de funcționare. Dacă supapa de admisie sau de evacuare rămâne deschisă în momentul opririi motorului cu ardere internă, la pornirea acestuia în condiții de temperatură scăzută, uleiul datorită viscozității ridicate nu reușește să ajungă în camera de presiune a pivotului hidraulic, presurizarea acesteia ne realizându-se corespunzător și astfel, jocul rezultat în urma funcționării defectuoase a pivotului hidraulic este suficient ca să permită culbutorului cu rolă să piardă contactul cu capătul tijei de supapă SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE AL GAZELOR Figura 2.1: Sistemul de distribuție a gazelor 11

14 Un sistem de distribuție este considerat performant doar în cazul în care acesta poate să asigure un grad de umplere η υ și de evacuare η eυ ridicat. De asemenea acesta trebuie să fie simplu de realizat și întreținut și să genereze în funcționare un nivel de zgomot redus. Sistemul de distribuție este compus din 3 părți: Conductele de gaze (colectoarele); Mecanismul de comandă; Amortizorul de zgomot. Deschiderea și închiderea orificiilor de admisie și de evacuare se poate realiza prin 3 metode și anume: Distribuție prin supape; Distribuție prin sertare; Distribuție prin lumini. Sistemul de distribuție prin supape este cel mai des întâlnit sistem de distribuție ce echipează motorul cu ardere internă, acesta regăsindu-se în special la motoarele în 4 timpi dar și la cele în 2 timpi. Acest mecanism utilizează pentru deschiderea orificiilor de admisie și de evacuare supape acționate mecanic, hidraulic, electromagnetic și pneumatic MECANISMUL DE DISTRIBUȚIE AL GAZELOR CU ACȚIONARE INDIRECTĂ În general, la mecanismele de distribuție cu supape, comanda pentru deschiderea și închiderea supapelor este executată de arborele de distribuție. Mișcarea necesară pentru deplasarea unghiulară a arborelui cu came este furnizată de către arborele cotit, prin intermediul unei transmisii, care poate fi cu lanț sau curea. Raportul de transmitere este egal cu 2:1, ceea ce înseamnă că la 2 rotații complete ale arborelui cotit, arborele de distribuție execută doar o rotație completă. Figura 2.3: Mecanismul de distribuție cu acționare indirectă a supapei În continuare, cama acționează indirect asupra supapei prin intermediul culbutorului cu rolă, ce are rolul de a amplifica mișcarea generată de profilul camei. În momentul în care cama nu mai acționează asupra supapei arcul de supapă o readuce în poziția inițială, respectiv pe scaunul ei. 12

15 TRANSMISIA MECANISMULUI DE DISTRIBUȚIE A GAZELOR Transmisia utilizată pentru antrenarea arborelui de distribuție poate fi de mai multe feluri, în funcție de varianta constructivă a motorului cu ardere internă. Astfel, mișcarea furnizată de arborele cotit este transmisă arborelui de distribuție prin intermediul: curelelor dințate, lanțului sau a angrenajelor cu roți dințate Transmisia cu lanț Transmisiile cu lanț sunt des utilizate în industria auto deoarece acestea prezintă o serie de avantaje, cum ar fi: Au randament ridicat (η = 0,96...0,98); Încărcarea pe arbore este relativ redusă; Posibilitatea transmiterii mișcării la mai mulți arbori; Distanța între arbori poate varia într-un interval larg; Transmit momente de torsiune mari; Funcționează în condiții grele de exploatare (praf, temperaturi ridicate). Figura 2.4: Transmisie cu lanț: (a) lanț simplu; (b) lanț dublu [13, 14] Principalul dezavantaj al transmisiei cu lanț este acela că, în timpul funcționării, nivelul vibrațiilor și al zgomotului este mai mare decât în cazul transmisiei cu curea, acest lucru datorându-se faptului că lanțul se înfășoară pe roata dințată, după un profil poligonal. Un alt dezavantaj al acestui tip de transmisie este acela că necesită un dispozitiv suplimentar pentru tensionarea lanțului deoarece în timp lungimea acestuia se modifică, datorită uzurilor ce apar în articulații. De asemenea, transmisia cu lanț trebuie prevăzută și cu un dispozitiv de ungere. După cum se poate observa în Figura 2.4, transmisiile cu lanț pot fi cu lanț dublu sau simplu, în funcție de momentul de torsiune ce trebuie transmis ARBORELE DE DISTRIBUȚIE Figura 2.7: Arbore de distribuție[17] 13

16 Arborele de distribuție este un arbore realizat din oțel sau fontă, pe care sunt montate sau prelucrate camele de admisie și evacuare. Rolul principal al arborelui de distribuție este acela de a comanda deschiderea și închiderea supapelor de admisie și de evacuare la momente bine stabilite. În funcție de configurația motorului cu ardere internă, arborele cu came poate avea și un rol secundar, respectiv de antrenare a diferitelor subansamble, precum pompa de ulei sau cea de combustibil. În general, arborele de distribuție este realizat din 4 părți distincte: lagărele, camele de admisie și evacuare, zona neprelucrată și capătul de antrenare (Figura 2.7), unde se montează roata dințată sau defazorul, în funcție de varianta constructivă a mecanismului de distribuție [18] Camele Profilul camei se realizează în funcție de legea de ridicare a supapei și de configurația mecanismului de distribuție utilizat. Cama rezultată nu trebuie să imprime supapei accelerații foarte mari, deoarece forțele de inerție vor crește proporțional cu accelerația. Figura 2.8: Părțile componente ale profilului de camă [19] În Figura 2.8 sunt prezentate părțile componente ale profilului de camă. Cercul de bază al camei reprezintă acea porțiune a profilului unde valoarea ridicării este egală cu 0. Legătura dintre cercul de bază și flancurile profilului 2 și 4 este realizată cu ajutorul rampelor 1 și 5, ele având rolul de limitare a vitezei supapei la ridicare, respectiv la coborâre, pentru îndepărtarea șocurilor. Flancurile camei sunt acele zone ale profilului unde supapa atinge valorile maxime de accelerație și anume la deschiderea și închiderea supapei. Vârful camei simbolizat cu cifra 3 (Figura 2.8), reprezintă zona de profil unde raza de curbură are valoarea minimă și ridicarea are valoarea maximă [19] PIVOTUL HIDRAULIC Compensarea jocului termic rezultat în urma funcționării mecanismului de distribuție este realizată de către pivotul hidraulic. Acesta este format din următoarele 3 părți principale: cilindru (1), pistonaș plonjor (7) și ansamblul supapei cu bilă, format din piesele componente (2 6) din Figura 2.9. Cilindrul (I) este fixat în chiulasă. Pe circumferința sa este prelucrat un canal, iar în acest canal este realizată o gaură radială, care are rolul de a permite uleiului din instalația de ungere să ajungă în camera de alimentare, realizată în interiorul pistonașului plonjor. Pistonașul plonjor are prelucrat pe circumferință același tip de canal și gaură radială, servind aceluiași scop descris mai sus. Supapa cu bilă împreună cu un arc de rapel au rolul de a forma o camera de înaltă presiune, între cilindru și pistonașul plonjor. Suprafața interioară a cilindrului și cea exterioară a 14

17 pistonașului plonjor, sunt prelucrate în așa fel încât acestea să permită scurgerea unei anumite cantități de lubrifiant din camera de presiune, atunci când se acționează cu o forță asupra elementului hidraulic. Figura 2.9: Părțile componente ale pivotului hidraulic Detaliile (a) și (b) din Figura 2.10, prezintă circuitul fluidului de lucru în interiorul pivotului hidraulic. Atunci când cama acționează asupra culbutorului, o parte din mișcare este transmisă pivotului hidraulic. Acesta se va deplasa de-a lungul axei sale longitudinale, după cum se poate observa în Figura 2.10 (a), și astfel fluidul de lucru aflat în camera de înaltă presiune (4) începe să se comprime. În timpul cursei de comprimare supapa cu bilă întrerupe alimentarea cu ulei a camerei de înaltă presiune. Continuarea mișcării pistonașului plonjor duce la micșorarea volumului camerei de înaltă presiune, înregistrându-se o creștere a presiunii fluidului de lucru. Figura 2.10: Modul de funcționare al pivotului hidraulic [20] Această presiune se opune deplasării pistonașului plonjor. Rezistența opusă de camera de înaltă presiune poate fi ajustată prin mărirea sau micșorarea distanței radiale dintre cilindru și pistonașul plonjor. Astfel, fluidul de lucru trece printre spațiul creat de cele două suprafețe, înapoi în circuitul de alimentare [21]. În cazul în care acționarea asupra pivotului hidraulic încetează (b), pistonasul plonjor este readus în poziția inițială de arcul de rapel (2) (Figura 2.9). Datorită faptului că pe timpul cursei de comprimare o parte din fluidul de lucru s-a scurs din camera de înaltă presiune, la revenirea în poziția inițială, presiunea în această cameră are valori negative lucru ce determină deschiderea supapei cu bilă. Odată cu deschiderea supapei cantitatea de fluid pierdută pe durata cursei de comprimare este completată din camera de alimentare [22]. 15

18 CULBUTORUL Figura 2.11: Diferite variante constructive de culbutori cu rolă Culbutorul este o pârghie ce oscilează în jurul unei axe sau al unui punct și are rolul de a amplifica mișcarea comandată de profilul camei. El poate fi realizat prin turnare sau prin matrițare [2]. În Figura 2.11 sunt prezentate 3 variante constructive de culbutor cu rolă, realizat prin matrițare, din tablă de oțel. Culbutorul se utilizează în construcția mecanismelor de distribuție, datorită faptului că oferă un raport de amplificare supraunitar, avantaj ce se traduce prin utilizarea unor came cu lobi mai mici. Odată cu micșorarea lobului de camă scad și încărcările lagărelor arborelui de distribuție, deci se pot utiliza lagăre cu un gabarit redus. Figura 2.12: Părțile componente ale culbutorului cu rolă [23] Pentru a reduce frecările din mecanismul de distribuție, culbutorul a fost prevăzut cu o rolă (rulment cu ace) fixată prin intermediul unui ax de corpul culbutorului (Figura 2.12). Rulmentul cu ace montat pe culbutor este realizat integral din oțel de rulment, marca Rul SUPAPA Figura 2.13: Părțile componente ale supapei [24] 16

19 După cum se poate observa în Figura 2.13, supapa este alcătuită din 2 părți: talerul și tija supapei. Talerul supapei are rolul de a obtura orificiul canalului de admisie sau evacuare, ce se găsește în chiulasă. Mișcarea transmisă de culbutor este preluată de supapă prin intermediul tijei. Tija supapei, pe lângă rolul principal de preluare a mișcării transmise de culbutor, mai are rolul de ghidare a supapei și de preluare a unei porțiuni din căldura provenită de la talerul supapei. Supapa este solicitată, în general, de forța de presiune a gazelor și de forța elastică a arcului de supapă, aceste forțe acționând cu precădere asupra talerului de supapă. În momentul funcționării mecanismului de distribuție, talerul supapei este solicitat suplimentar prin șoc, solicitare produsă de forțele de inerție și de forța elastică a arcului, în momentul revenirii supapei pe scaunul său [2]. Tija supapei este de asemenea solicitată prin șoc, în momentul în care culbutorul acționează asupra ei. Din această cauză, capătul tijei supapei și zona conică a talerului de supapă trebuie să aibă o duritate superficială sporită [2]. Figura 2.15: Distribuția temperaturii în cazul supapei de evacuare [25] Supapa este solicitată și termic, în special cea de evacuare, datorită faptului că aceasta este spălată de gazele arse, gaze ce ating temperaturi în jurul valorii de 900 [ C]. Distribuția temperaturilor, în cazul supapei de evacuare, este prezentată în Figura Zona supapei de evacuare solicitată cel mai puternic din punct de vedere termic este marcată (în Figura 2.15) cu o zonă de culoare roșie, în acea zonă, temperatura putând ajunge până la valoarea de 825 [ C]. Datorită faptului că în timpul funcționării motorului cu ardere internă temperatura supapei de evacuare poate ajunge la valori cuprinse în intervalul [ C] rezistența mecanică și duritatea materialului se reduc considerabil, este necesar ca alegerea materialului din care este realizată supapa de evacuare să se facă cu o atenție deosebită. Materialul din care trebuie executată supapa trebuie să corespundă următoarelor cerințe: să aibă o rezistență mecanică ridicată la temperaturi înalte; să reziste la acțiunea corozivă a gazelor de evacuare; să aibă o conductibilitate termică ridicată și să aibă un coeficient de frecare cât mai mic [2]. Supapa de admisie se realizează din oțel aliat cu crom și nichel sau crom și siliciu, utilizându-se mărci de oțel precum: 40C-10X, 35CN15X și este executată dintr-o singură bucată [2]. 17

20 GHIDUL SUPAPEI Figura 2.18: Diferite variante constructive ale ghidului de supapă [27] Ghidul supapei este realizat dintr-o bucșă demontabilă, fixată cu strângere în alezajul din chiulasă. Având în vedere că o mare parte din căldura preluată de talerul supapei se transferă chiulasei, prin intermediul ghidului de supapă, jocul dintre ghid și supapă trebuie să aibă o valoare cât mai mică, realizându-se astfel un flux termic cât mai bun. Jocul dintre tija supapei și ghid trebuie ales în așa fel încât la temperaturi mari, supapa să nu se gripeze, iar în timpul funcționării mecanismului cantitatea de ulei ce se scurge în camera de ardere a motorului cu ardere internă trebuie să fie minimă. În cazul supapei de admisie jocul dintre tija supapei și ghid are o valoare cuprinsă în intervalul [μm]. Datorită faptului că supapa de evacuare se dilată mai mult decât supapa de admisie jocul dintre aceasta și ghid este realizat în intervalul [μm] [2]. Ghidul supapei trebuie să fie realizat din materiale rezistente la uzură și la temperaturi ridicate, precum fonta refractară sau bronzul refractar [2] SCAUNUL SUPAPEI Figura 2.19: Scaunul supapei: (a) montat în chiulasă; (b) nemontat [28] Scaunul supapei se realizează sub formă de inel și este montat prin presare în alezajul prelucrat în chiulasă. Acesta se realizează din materiale rezistente la coroziune și cu o duritate sporită la temperaturi ridicate. De asemenea, pentru a mări durabilitatea suprafeței de așezare a supapei pe scaun, se depune un strat de stelit, strat ce are ca rezultat creșterea durabilității cu până la 4 ori. Scaunule de supapă se realizează din fontă refractară sau oțel refractar [2, 29] ARCUL DE SUPAPĂ Arcul de supapă se montează în zona tijei supapei, sprijinit la un capăt de chiulasă iar la celălalt de talerul supapei, montat pe tija supapei prin intermediul unor manșoane conice, denumite galeți (Figura 2.20). 18

21 Figura 2.20: Ansamblul Supapă-Arc Acesta are rolul de a ține supapa pe scaunul acesteia în timpul când cama nu acționează asupra culbutorului sau a tachetului și de a învinge forțele de inerție generate de deplasarea supapei. În cazul în care forțele de inerție au valori foarte mari este necesară utilizarea unor elemente elastice cu rigiditate mai mare și dacă din datele de proiectare spira arcului este prea mare, se pot utiliza mai multe arcuri montate unul în interiorul celuilalt. Pentru a nu își face apariția fenomenul de întrepătrunde a spirelor, în timpul funcționării mecanismului, arcurile se montează cu înfășurările opuse [2]. Figura sunt prezentate variantele constructive de arcuri, ce echipează mecanismele de distribuție actuale. Figura 2.21: Tipuri de arcuri de supapă utilizate la construcția mecanismului de distribuție Arcurile de supapă se realizează din oțel aliat cu crom, vanadiu, nichel și mangan. Sârma de oțel utilizată la construcția arcurilor poate avea diametrul spirei în intervalul 3 6 [mm]. Numărul de spire al arcului de supapă poate varia în funcție de varianta constructivă în intervalul 7 14 [spire] CLASIFICAREA MECANISMELOR DE DISTRIBUȚIE Mecanismele de distribuție ce echipează motorul cu ardere internă se pot clasifica după următoarele criterii: 1. După modul de dispunere al supapelor; 2. După locul de montare al arborelui de distribuție. 19

22 Supapele mecanismului de distribuție pot fi dispuse în două moduri: dispuse lateral față de cilindrul motorului sau în capul acestuia (Figura 2.22). Figura 2.22: Modul de dispunere al supapelor la motorul cu ardere internă: (a) supape dispuse lateral; (b) supape dispuse în capul cilindrului [30] Mecanismele de distribuție cu supapele dispuse lateral se întâlnesc la motoarele cu gabarit mic, chiulasa având o dimensiune redusă (Figura 2.22 (a)). Varianta constructivă cu supapele dispuse în capul cilindrului este cea mai des întâlnită configurație de mecanism de distribuție. În acest caz, supapele sunt dispuse în chiulasă, deasupra pistonului. După modul de dispunere al arborelui de distribuție, mecanismele se pot clasifica în două categorii: cu arborele de distribuție montat în blocul motor (OHV, engleza: Over Head Valve) sau în chiulasă (OHC, engleza: Over Head Camshaft), după cum se poate observa în Figura În cazul mecanismul de distribuție, cu arborele de distribuție montat în blocul motor, antrenarea supapei se face prin intermediul tachetului care acționează asupra culbutorului prin intermediul unei tije împingătoare. Datorită faptului că acest mecanism are în componență un număr mare de piese aflate în mișcare forțele de inerție rezultate la turații mari fac imposibilă desfășurarea normală a fazei de distribuție. Figura 2.23 :Diferite moduri de dispunere a arborelui de distribuție: (a) arbore de distribuție montat în blocul motor; (b) arbore de distribuție montat în chiulasă [32] 20

23 Un alt dezavantaj este acela că acest mecanism nu poate comanda deschiderea unui număr mai mare de supape per cilindru. De asemenea, acest sistem nu permite implementarea unor tehnologii noi de control al fazelor de distribuție, precum distribuția variabilă [31]. Amplasarea arborelui de distribuție în chiulasă a făcut posibilă creșterea turației de antrenare a mecanismului datorită faptului că a scăzut numărul pieselor în mișcare mecanismul având astfel o rigiditate ridicată. Mecanismele de distribuție care au amplasat arborele cu came în chiulasă permit montarea unui număr de maxim de supape pe cilindru și suportă implementare de sisteme auxiliare ce ajută la realizarea unui control precis al fazelor de distribuție. Figura 2.24: Mecanisme cu acționare directă și indirectă a supapei [33] Dezavantajul principal al acestei soluții constructive îl constituie complexitatea transmisiei mecanice (Figura 2.23 (b)). În funcție de varianta constructivă a mecanismului de distribuție numărul de arbori cu came montați în chiulasă, poate ajunge la 2. În acest caz un arbore este utilizat pentru acționarea supapelor de admisie, iar celălalt pentru cele de evacuare. Acționarea supapei în cazul mecanismelor de distribuție cu arborii montați în chiulasă se poate realiza direct sau indirect. În Figura 2.24 sunt prezentate o serie de variante constructive ale mecanismului de distribuție cu acționare directă și indirectă. În cazul acționării directe, mișcarea indusă de camă este transmisă supapei prin intermediul tachetului care poate fi mecanic sau hidraulic (Figura 2.24 (e)). Acționarea indirectă a supapei este realizată prin intermediul unei pârghii, denumită culbutor. Acesta poate fi întâlnit în mai multe variante constructive, în funcție de poziția reazemului și a locului de aplicare al forței. Culbutorul pivotant (Figura 2.24 (c), (d)), este o parghie de ordinul I, reazemul aflându-se între cele două puncte de aplicație a forțelor. Cea de a doua variantă de culbutor, culbutorul oscilant, este realizat asemenea unei pârghii de gradul 3, punctul de sprijin fiind poziționat în capăt, iar punctul de aplicare al forței active plasat la mijlocul distanței dintre reazem și punctul de aplicare al forței rezistente (Figura 2.24 (a), (b)). Figura 2.25: Performanțele mecanismelor de distribuție în funcție de varianta constructivă [33] 21

24 Sistemele de distribuție cu acționare indirectă au o răspândire foarte largă, acestea echipând majoritatea motoarelor cu ardere internă. Unul dintre avantajele acestui tip de mecanism de distribuție este faptul că pierderile prin frecare sunt minime (Figura 2.25). De asemenea, datorită faptului că are o rigiditate relativ ridicată, acesta poate funcționa la turații ridicate. Mecanismele de distribuție cu acționare indirectă suportă de asemenea implementarea de tehnologi noi precum cele de tip Distribuție Variabilă SISTEME DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ CU CULBUTORI CU ROLĂ SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE CONTINUĂ VARIABILĂ DEPLHI Acest sistem de distribuție variabilă este realizat de către Delphi Automotive Systems și este capabil să varieze legea de ridicare a supapei în intervalul 0 9 [mm]. De asemenea acest mecanism poate modifica momentul de atingere al înălțimii maxime de ridicare și durata fazei de distribuție în intervale foarte largi [34]. Figura 2.26: Sistemul de distribuție continuă variabilă Delphi [34] 22

25 Mecanismul este alcătuit dint-un ansamblu de pârghii și came după cum se poate observa în Figura Cama de intrare este una convențională, ea fiind acționată de către arborele cotit. Acesta acționează asupra rolei plasată pe culbutorul intermediar și îl determină pe acesta să oscileze în jurul pivotului său cu un unghi de aproximativ 20 [ ]. La capătul celălalt culbutorul intermediar este conectat cu cama oscilantă prin intermediul unei pârghii articulate. În final, cama oscilantă va transmite mișcarea, primită de la cama de intrare, supapei prin intermediul culbutorului cu rolă [34] SISTEMUL DE DISTRIBUȚIE VARIABILĂ VALVETRONIC DE LA BMW Sistemul de distribuție variabilă Valvetronic de la BMW realizează modificarea continuă a legii de ridicare a supapei de admisie. Acest sistem a fost lansat prima oară la jumătatea anului 2001 și echipa motoarele pe benzină cu 4 și 8 cilindrii [34]. O vedere de ansamblu a sistemului de distribuție Valvetronic de la BMW este prezentată în Figura Figura 2.27: Sistemul de distribuție variabilă Valvetronic de la BMW vedere de ansamblu [35] Modificarea legii de ridicare a supapei de admisie este executată de către unitatea electronică de control, care comandă acționarea motorului electric (1). Figura 2.28: Sistemul de distribuție Valvetronic de la BMW [39] 23

26 Acesta prin intermediul arborelui său (2), transmite mișcarea arborelui de comandă (5). Sectorul dințat, montat pe arborele de comandă (5), formează împreună cu arborele motorului electric (2) un angrenaj melcat. În capătul celălalt al arborelui de comandă (5) este montat un excentric care are rolul de a modifica punctul de sprijin al pârghiei (7). Supapa de admisie (11) se va deschide în momentul în care cama (8) acționează asupra culbutorului cu rolă (9), prin intermediul pârghiei (7). Contactul permanent dintre cama (8) și rola pârghiei (7) este menținut cu ajutorul arcului (3) [36-38]. Sistemul de distribuție variabilă Valvetronic de la BMW realizează varierea continuă a legii de ridicare a supapei de admisie în intervalul [mm] [34] UZURILE CE APAR ÎN FUNCȚIONAREA CULBUTORULUI CU ROLĂ Culbutorul cu rolă este în contact direct cu următoarele 3 piese ale mecanismului de distribuție: cama, supapa și pivotul hidraulic. Zonele de contact ale culbutorului cu piesele componente ale mecanismului, din care face parte, sunt ilustrate în Figura În Figura 2.36 sunt prezentate uzurile ce pot apărea în zona de contact a culbutorului cu capătul sferic al pivotului hidraulic. În condiții normale de funcționare, suprafețele aflate în contact trebuie să aibă un aspect precum cel din Figura 2.36 (a). Suprafețele sunt netede, uzate uniform și nu au un impact negativ asupra modului normal de operare al mecanismului [47]. Figura 2.35: Zonele culbutorului cu rolă supuse la uzură [46] În cazul în care zona de contact culbutor-pivot hidraulic funcționează în condiții de ungere semi-uscată sau uscată uzura acestei zone de contact va fi abrazivă [48]. Dacă mecanismul de distribuție lucrează în aceste condiții un timp îndelungat suprafețele în contact se vor uza considerabil, ajungându-se până la modificare geometriei pieselor (Figura 2.36 (b)), caz în care mecanismul va ieși din funcțiune [48]. Figura 2.36: Uzura zonei de contact culbutor-pivot hidraulic [48] 24

27 Datorită mișcării relative între culbutorul cu rolă și capătul tijei supapei, pe zonele de contact pot să apară ușoare urme de netezire, uzură ce este considerată normală și nu dăunează bunei funcționări a mecanismului (Figura 2.37 (a)). Figura 2.37: Uzura zonei de contact culbutor-supapa [48] În cazul în care culbutorul cu rolă funcționează în condiții necorespunzătoare, precum lipsa lubrifierii, zona de contact a culbutorului cu tija supapei ajunge să se uzeze pronunțat (Figura 2.37 (b)), uzură ce poate avea valori de câteva zecimi de milimetru. Dacă se ajunge în această situație culbutorul cu rolă trebuie neapărat înlocuit, deoarece continuarea funcționării acestuia în aceleași condiții va duce la ruperea acestuia. În Figura 2.38 (a) este prezentată uzura rolei culbutorului survenită în urma pătrunderii de particule străine în zona de contact dintre camă și aceasta. Urmele circulare de pe suprafața rolei sunt caracterizate ca fiind o uzură normală ce poată să apară în timpul funcționării mecanismului de distribuție. Dacă ansamblul culbutor cu rolă-camă nu este poziționat corespunzător rola se uza pronunțat (Figura 2.38 (b)) și pot apărea modificări ale geometriei acesteia, caz în care este necesară înlocuirea imediată a culbutorului împreună cu pivotul hidraulic. Figura 2.38: Uzura zonei de contact culbutor-camă [48] Un caz extrem al defectării culbutorului cu rolă este acela în care datorită uzurilor foarte mari ale axului rolei, acele din rulment reușesc să se elibereze. Figura 2.39: Caz de uzură extremă a culbutorului [48] 25

28 2.7. CONCLUZII Mecanismul de distribuție cu acționare indirectă este unul dintre cele mai răspândite tipuri de mecanism ce echipează motorul cu ardere internă. Acesta transmite mișcarea de la arborele de distribuție la supapă prin intermediul unui culbutor cu rolă, prevăzut la un capăt cu un element hidraulic ce are rol de a regla jocul termic. Pe baza literaturii de specialitate a fost realizat un studiu critic cu privire la părțile componente ale mecanismului de distribuție cu acționare indirectă și la tipurile de mecanisme de distribuție variabilă ce utilizează culbutorul cu rolă pentru acționarea supapei. De asemenea acest studiu a cuprins și o analiză a uzurilor ce apar în timpul funcționării la acest tip de mecanism. Vibrația laterală a culbutorului cu rolă este un fenomen cu o influență negativă asupra stabilității dinamice a acestuia, care în cazuri critice poate duce la dislocuirea din poziția de lucru a culbutorului și astfel scoaterea din funcțiune a mecanismului. Conform literaturii de specialitate cauzele posibile care au ca efect dislocuirea culbutorului pot fi datorate intrării în rezonanță a arcului de supapă sau funcționării necorespunzătoare a pivotului hidraulic. 3. DEFINIREA FACTORILOR CARE INFLUENȚEAZĂ VIBRAȚIA TRANSVERSALĂ A CULBUTORULUI 3.1. INFLUENȚA TURAȚIEI Turația de acționare a arborelui de distribuție este un factor foarte important în buna funcționare a sistemului de distribuție. Figura 3.1: Efectul armonic al camei asupra dinamicii mecanismului de distribuție: (a) Răspuns dinamic bun-turații mici, (b) Răspuns dinamic critic-turații mari [50] În general, forțele de inerție ce iau naștere la revenirea supapei pe scaunul ei cresc proporțional cu turația de antrenare a arborelui de distribuție, lucru ce duce la supradimensionarea arcului de supapă. Accelerația supapei poate fi influențată negativ de modul de vibrație naturală a mecanismului de distribuție, în special pe perioada vârfului pozitiv ce corespunde cursei de ridicare a supapei. S-a demonstrat că în momentul în care durata (ΔVA) pulsului de accelerație pozitivă, corespunzător momentului de ridicare a supapei coincide cu jumătatea ciclului de vibrație naturală a mecanismului de distribuție, în mecanism apar vibrații puternice ce fac dificilă funcționarea corespunzătoare a acestuia [50]. Această situație nedorită este exemplificată în Figura 3.1 (b). În general, se urmărește obținerea unui răspuns dinamic precum cel prezentat în Figura 3.1 (a). Din această cauză, dacă se dorește mărirea turației de antrenare a motorului cu ardere internă, respectiv a mecanismului de distribuție, trebuie modificată durata de timp în care 26

29 are loc pulsul pozitiv de accelerație sau trebuie majorată frecvența naturală a mecanismului [Ecuația (23)]. VA RPM / 2 VA f sau RPM (3.1) 360 f 180 unde: ΔVA Durata pulsului de accelerație pozitivă [grade RAC]; RPM Turația critică a motorului cu ardere internă [rot/min]; f Frecvența naturală a mecanismului de distribuție [cicluri/min]; λ Numărul de cicluri din perioada pulsului de accelerație pozitivă [50]. În Tabelul 3.1 sunt prezentate valorile coeficientului λ ce sunt recomandate pentru o funcționare corespunzătoare a mecanismului de distribuție. Tabelul 3.1: Răspunsul dinamic estimat al mecanismului de distribuție în funcție de λ [50] λ Răspunsul dinamic estimat >1.33 Bun Bun/Acceptabil Acceptabil Acceptabil/Sever Sever <1.00 Foarte Sever Figura 3.2: Fenomenul de salt al supapei [50] În cazul în care odată cu creșterea turației motorului nu se modifică și durata pulsului de accelerație pozitivă își poate face apariția fenomenul de salt al supapei. Acest fenomen nedorit este prezentat în Figura 3.2 și ia naștere în momentul în care forța supapei, datorită accelerației sale, este mai mare decât forța furnizată de arcul de supapă. Acest salt are ca efect generarea unor vibrații puternice care în timp duc la defectarea mecanismului de distribuție INFLUENȚA PRESIUNII DIN INSTALAȚIA DE UNGERE Presiunea uleiului din instalația de ungere a motorului cu ardere internă nu are o valoare constantă, ea variază în intervalul [MPa] [51]. Variația presiunii uleiului din instalație se datorează faptului că pompa de ulei este acționată mecanic de către arborele cotit al motorului cu ardere internă și turația de antrenare a acesteia este dependentă de turația de funcționare a motorului. Figura 3.3 ilustrează variația presiunii din instalația de ungere a motorului cu ardere 27

30 internă în funcție de turația acestuia. După cum se poate observa în figura de mai jos, presiunea optimă a uleiului este înregistrată din momentul în care turația motorului cu ardere internă ajunge la valoarea de 2000 [rot/min]. Mecanismul de distribuție studiat are în componență și un element hidraulic, respectiv pivotul hidraulic. Acest dispozitiv hidraulic utilizează presiunea uleiului din instalație pentru a compensa jocul termic rezultat în timpul funcționării mecanismului de distribuție. Figura 3.3: Diagrama de variație a presiunii din instalația de ungere în funcție de turația motorului cu ardere internă [52] Din acest motiv este necesar ca pentru o bună funcționare a mecanismului de distribuție elementul hidraulic să fie alimentat corespunzător cu ulei, respectiv fluidul de lucru trebuie să aibă presiunea necesară. Deoarece presiunea uleiului din instalația de ungere a motorului cu ardere internă nu are o valoare constantă pe toată plaja de turație a acestuia, este necesară studierea influenței acestui parametru asupra bunei funcționări a mecanismului de distribuție INFLUENȚA TEMPERATURII ULEIULUI DIN INSTALAȚIA DE UNGERE ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ Figura 3.4: Variația viscozității uleiul în funcție de temperatură Temperatura reprezintă un factor cu influență majoră asupra bunei funcționări a sistemelor hidraulice. Această influență se datorează în special modului de variație a viscozității fluidului de lucru în funcție de temperatură. Viscozitatea prin definiție reprezintă rezistența depusă de fluid la 28

31 curgere. În cazul în care viscozitatea atinge valori ridicate frecările din circuitul hidraulic cresc proporțional cu aceasta [53]. În Figura 3.4, este prezentată variația viscozității cinematice în funcție de temperatură pentru diferite uleiuri utilizate pentru lubrifierea motorului cu ardere internă. Aceste curbe au fost obținute cu ajutorul ecuației lui Andrade, care are următoarea expresie: 1 B ln A (3.2) T Această ecuație mai poate fi întâlnită și sub forma următoare: B T A e (3.3) unde: μ Viscozitatea cinematică [mm 2 /s]; A, A 1, B Coeficienți ce țin de natura fluidului; T Temperatura uleiului [ C] [54]. Coeficienții A, A 1, B pot fi determinați dacă se cunoaște valoarea viscozității uleiului la câteva temperaturi rezolvând un sistem de ecuații liniare. Deoarece în timpul funcționării motorului cu ardere internă temperatura uleiului poate varia într-un interval foarte larg, respectiv [ C], este necesară studierea influenței temperaturii uleiului asupra bunei funcționări a mecanismului de distribuție, respectiv asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă SENSUL DE ACȚIONARE AL CULBUTORULUI CU ROLĂ Figura 3.5: Diferite configurații de mecanisme de distribuție cu acționare indirectă Acționarea acestui mecanism de distribuție poate fi realizată în două moduri. Aceste moduri de acționare depind de configurația chiulasei ținând seama că arborele de distribuție se rotește într-un singur sens (Figura 3.5). În cazul mecanismului de distribuție prezentat în Figura 3.5 (b) se poate observa că arborii de distribuție acționează asupra culbutorilor cu rolă în același mod și anume aceștia sunt împinși spre pivotul hidraulic. În Figura 3.5 (a) datorită amplasării în oglindă a mecanismelor de acționare a supapelor de admisie și evacuare culbutorul din partea dreaptă este tras spre axa supapei, iar cel din dreapta este împins spre elementul hidraulic ARCUL DE SUPAPĂ În momentul în care arcul supapei nu mai este comprimat acesta se va destinde și se va crea o undă de compresiune ce traversează arcul de la un cap la altul, înainte și înapoi. 29

32 Figura 3.6: Apariția fenomenului de ciocnire a spirelor [55] Această undă de compresiune are un efect negativ și anume generarea fenomenului de ciocnire a spirelor (Figura 3.6). Dacă această comprimare și destindere are loc cu o frecvență asemănătoare cu frecvența naturală a arcului, acesta poate intra în rezonanță, lucru ce duce la scoaterea acestuia din funcțiune. Pentru un arc elicoidal, cu un capăt sprijinit de o suprafață plană și acționat la celălalt după o lege de mișcare armonică, frecvența naturală se poate calcula cu următoarea formulă: f 1 2 k m (3.4) unde: k- coeficientul de rigiditate a arcului [N/m]; m- masa arcului [kg]. Coeficientul de rigiditate al arcului se poate calcula cu următoarea ecuație: 4 G d k (3.5) 3 8 D N unde: G = modul de elasticitate transversal [N/m 2 ]; d = diametrul spirei [m]; D diametrul mediu al arcului [m]; N numărul de spire active. În concluzie, dacă arcul supapei nu este ales corespunzător, funcționarea anormală a acestuia poate induce în mecanism vibrații care se transmit și la celelalte piese componente ale mecanismului. Funcționarea anormală a mecanismului are ca rezultat uzura accentuată a pieselor componente și în final scoaterea din funcțiune a acestuia [55-58] FORMA PROFILULUI CAMEI Cama este acea componentă a mecanismului de tip camă-tachet sau camă-culbutor, care are rolul de a induce mișcarea în mecanism prin contact direct [59]. Mișcarea tachetului sau a culbutorului este condiționată de forma camei, respectiv profilul acesteia, astfel utilizarea unei came cu un profil necorespunzător poate induce în mecanism vibrații nedorite [60, 61]. Profilul camei este realizat pe baza unei legi de ridicări a supapei și a unei turații, aleasă în funcție de frecvența de rezonanță a mecanismului de distribuție ce urmează a fi realizat [50]. În Figura 3.7 sunt prezentate 2 profile de camă utilizate în simularea unui mecanism de distribuție, cu scopul evidențierii influenței profilului de camă asupra comportamentului dinamic al mecanismului. În urma simulării au rezultat curbele din Figura 3.9 ce ilustrează accelerația supapei în funcție de poziția unghiulară a arborelui de distribuție. Simulările au fost realizate la turația de 5000 [rot/min] a arborelui de distribuție. După cum se poate observa în Figura 3.9 amplitudinea accelerației pozitive a supapei în cazul camei A, este mai mare decât 30

33 cea rezultată în urma simulării cu varianta de camă B, însă la revenirea pe scaun a supapei, aceasta are o valoare redusă, lucru dorit, deoarece la valori mari ale accelerației poate apărea fenomenul de salt al supapei. În cazul apariției acestui fenomen, supapa transmite această mișcare mai departe pieselor cu care se află în contact, respectiv culbutorul cu rolă. Figura 3.7: Profilele celor 2 came utilizate în simulare [62] În momentul în care mecanismul de distribuție ajunge să vibreze cu o frecvență apropiată de cea naturală, legea de ridicare a supapei indusă de camă se modifică și supapa se va așeza cu o viteză mai mare pe scaun, lucru ce va duce la producerea următoarelor efecte negative, cum sunt: uzura talerului, a scaunului de supapă și a galeților. De asemenea, zgomotul în funcționare va crește și vor apărea fenomene nedorite precum cel de extra pompare al pivotului hidraulic și cel de salt al supapei. Figura 3.9: Accelerația supapei rezultată din simularea celor 2 profile de camă [62] Se poate observa că la turații ridicate valoarea acesteia poate depăși viteza limită, lucru ce poate conduce la o funcționare defectuoasă a mecanismului de distribuție. Din acest motiv, proiectarea rampelor camei trebuie să se realizeze cu o deosebită atenție. 31

34 3.7. INFLUENȚA JOCULUI DIN GHIDUL SUPAPEI Figura 3.10: Jocul din ghidul supapei datorită toleranțelor de prelucrare Acest joc poate varia în funcție de producătorul pieselor componente și a tipului de supapă, respectiv dacă este de admisie sau de evacuare sau de regimul termic al motorului cu ardere internă. În Tabelul 3.2 sunt prezentate valorile uzuale ale jocului, dintre supapă și ghid, pentru supapa de admisie și cea de evacuare [63]. Diferențele între diametrele pieselor ce formează ansamblul pot avea ca rezultat înclinarea supapei. Aceasta la rândul ei poate intra în contact cu ghidajele culbutorului și astfel mișcarea laterală a supapei poate influența deplasarea transversală a culbutorului. Tabelul 3.2: Valorile jocului din ghidul supapei în funcție de diametru și tipul supapei [63] Diametru tijă [mm] Supapă de admisie [μm] Supapă de evacuare [μm] DEZAXARE GHID SUPAPĂ-PIVOT HIDRAULIC Deplasarea maximă datorată toleranțelor de prelucrare este de 0,4 [mm]. Datorită acestei deplasări, culbutorul funcționează într-o poziție înclinată și astfel se poate induce o mișcare transversală a acestuia. Figura 3.11: Dezaxarea ce poate să apară între ghidul supapei și pivotul hidraulic 3.9. INFLUENȚA DISTANȚEI DINTRE GHIDAJELE CULBUTORULUI CU ROLĂ Figura 3.12: Ansamblul culbutor cu rolă-supapă 32

35 În funcție de varianta constructivă a mecanismului de distribuție jocul Δx dintre ghidajele culbutorului cu rolă și tija supapei poate varia în intervalul 0,075 0,2 [mm]. În cazul în care acest joc are o valoare redusă în timpul funcționării mecanismului de distribuție mișcarea transversală a supapei, datorată jocului dintre ghid și supapă, se poate transmite culbutorului prin intermediul ghidajelor sale CONCLUZII Unul dintre factorii cu o influență majoră asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă este turația de antrenare a arborelui de distribuție. Dacă această atinge valori ridicate, datorită fenomenului de rezonanță, poate modifica comportamentul dinamic al diferitelor piese componente precum: arcul de supapă, culbutor cu rolă, arbore cu came inducându-se astfel în sistem o serie de vibrații ce au un rol negativ asupra funcționării mecanismului de distribuție. Datorită faptului că mecanismul cercetat are în componență și un element hidraulic s-a considerat că modificarea parametrilor fluidului de lucru precum temperatura și presiunea uleiului poate duce la o funcționare anormală a acestuia respectiv a mecanismului de distribuție. De asemenea au fost identificați și alți factori de influentă precum: configurația arcului de supapă, forma profilului de camă, valoarea jocului din ghidul supapei, dezaxarea dintre ghidul supapei și pivotul culbutorului, etc.. În concluzie vibrația laterală a culbutorului poate fi influențată de o serie de factori, proporția acestora putând fi determinată doar în urma unor cercetări teoretice și experimentale. 4. MODELAREA ȘI SIMULAREA VIRTUALĂ A VIBRAȚIEI TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ 4.1. STUDIUL CINEMATIC AL MECANISMULUI DE DISTRIBUȚIE STUDIAT DETERMINAREA PROFILULUI DE CAMĂ După determinarea parametrilor geometrici, ai mecanismului, profilul de cama se poate realiza, pornind de la legea de ridicare a supapei. În Figura 4.1 este prezentată legea de ridicare utilizată pentru determinarea profilului de camă, utilizat în simulări. Figura 4.1: Legea de ridicare a supapei utilizată pentru determinarea profilului de camă 33

36 Profilul camei este realizat prin procedeul de inversiune a mișcării. Această metodă presupune fixarea cinematică a camei și rotirea, în sens invers, a mecanismului în jurul centrului de rotație a camei, astfel fiind determinate pozițiile succesive a centrului rolei. Primul pas ce trebuie urmat pentru determinarea profilului de camă este acela de calcul al unghiului realizat de către culbutor pe timpul unui ciclu complet. Acest unghi poate fi determinat cunoscând legea de ridicare a supapei (Figura 4.1) și parametrii geometrici ai culbutorului SIMULAREA CINEMATICĂ A MECANISMULUI STUDIAT Pentru a determina caracteristicile cinematice ale mecanismului, s-a realizat un model virtual, reprezentat schematic în Figura 4.5. Acesta este realizat din 4 corpuri interconectate prin intermediul cuplelor cinematice. Figura 4.5: Schema cinematică utilizată pentru studiul mecanismului Chiulasa reprezintă corpul suport și este fixată rigid de bază. Ea este interconectată cinematic cu cele trei corpuri: cama, culbutorul și supapa. Culbutorul și cama sunt conectate cinematic de chiulasă prin intermediul cuplelor de rotație, iar supapa prin intermediul unei cuple de translație. Cupla de rotație dintre chiulasă și camă are atașat un driver (Aplicare Mișcare de Rotație), acesta având rolul de control al deplasării unghiulare a camei în funcție de legea de mișcare introdusă de utilizator. Contactul dintre camă și rola culbutorului, respectiv cel dintre culbutor și tija supapei au fost modelate utilizând constrângeri cinematice de tip curbă pe curbă. Figura 4.6: Cinematica sistemului de distribuție studiat 34

37 Rezultatele simulării cinematice a mecanismului sunt prezentate în Figura 4.6. Valorile obținute pentru viteză și accelerație sunt valori ce caracterizează mecanismele cu performanțe bune [72, 73]. 4.2 SIMULAREA DINAMICĂ A MECANISMULUI STUDIAT Analiza dinamică a mecanismului studiat a fost realizată cu ajutorul soft-ului Virtual Lab Motion. Acesta permite crearea de modele multi-corp ce pot simula cu acuratețe ridicată comportamentul dinamic al diferitelor sisteme mecanice și nu numai. Utilizatorul dispune pentru modelare de o listă vastă de elemente, ce include cuple cinematice, constrângeri și elemente de forță, cum ar fi: forțe de contact, forțe de frecare și forțe de amortizare. Modelele virtuale realizate cu soft-ul Virtual Lab Motion pot fi redefinite rapid utilizând platforme CAD precum CATIA V MODELUL MULTI - CORP AL MECANISMULUI STUDIAT Figura 4.7: Schema simplificată a modelului virtual utilizat în simularea dinamică a mecanismului cercetat [74-78] 35

38 În Figura 4.7 este prezentată schema simplificată a modelului virtual utilizat la simularea mecanismului cercetat. Acesta este compus din 15 corpuri rigide și flexibile interconectate prin cuple de rotație și translație sau prin elemente de tip Forță. Corpurile modelului virtual care nu se află în mișcare au fost fixate față de bază prin intermediul legăturilor cinematice rigide, astfel chiulasa, cilindrul pivotului hidraulic, scaunul și ghidul supapei formează un corp comun [79-84]. Pentru a lua în considerare deformarea arborelui de distribuție, acesta a fost modelat ca și un corp flexibil. Arborele de distribuție a fost conectat rigid față de chiulasă în 2 puncte, acestea corespunzând ca și poziție cu zona lagărelor [85]. Cama este montată pe arborele de distribuție prin intermediul unei cuple de rotație, controlată cinematic cu ajutorul unui driver de poziție (Aplicare Mișcare de Rotație). Legătura cinematică dintre camă și rola culbutorului a fost modelată cu ajutorul contactului de tip Suprafață extrudată - Suprafață de revoluție. În cazul acestui tip de contact, forța este calculată în funcție de adâncimea de penetrație dintre cele 2 suprafețe în contact. Adâncimea de penetrație este dependentă de grosimea suprafețelor și de vitezele relative, normale la suprafețele în contact. Forțele de frecare dintre cele 2 corpuri sunt calculate pe baza vitezelor relative, tangențiale la suprafețele în contact. Proprietățile de rigiditate și amortizare ale contactului sunt definite prin intermediul coeficienților de rigiditate, amortizare și a proprietăților de material ale celor 2 suprafețe aflate în contact. Pentru a simplifica modelul virtual rulmentul cu ace a fost modelat sub forma unei role cilindrice montată pe culbutor prin intermediul unei cuple de rotație [86, 87]. Pivotul hidraulic a fost modelat ca și un ansamblu de 2 piese conectate prin intermediul unei cuple de translație și a unui element de forță TSDA (TSDA engleza: TRANSLATIONAL SPRING DAMPER ACTUATOR FORCE ELEMENT). Elementul TSDA introduce o forță între 2 corpuri, forță ce este definită prin intermediul coeficienților de rigiditate și amortizare introduși de utilizator. De asemenea, pentru definirea completă a elementului TSDA, utilizatorul trebuie să selecteze punctele de aplicație ale forței. Forța generată de elementul TSDA este calculată cu ecuația (32). Unde: F k L c L F A F k L Fc L F A t (4.5) L L m L u (4.6) L - Deplasarea curentă a TSDA-ului [m]; L m - Distanța curentă între cele 2 puncte ce definesc elementul TSDA [m]; L u - Valoarea lungimii libere a elementului TSDA [m]; F - Forța aplicată între cele 2 corpuri [N]; k - Coeficientul de rigiditate [N/m]; c - Coeficientul de amortizare [N*s/m]; L -Viteza relativă a celor 2 puncte de aplicare a forței [m/s]; F A - Forța generată de elementul TSDA, mărime introdusă de utilizator [N]; F k (L) - Forță ca și funcție de deplasare relativă [N]; F c ( L ) - Forță ca și funcție de viteză relativă [N]; F A (t) - Forță ca și funcție de timp [N]. Cupla sferică în jurul căreia culbutorul cu rolă oscilează este formată din capătul superior al pivotului hidraulic și zona de capăt a culbutorului. Pentru a simula cât mai real interacțiunea dintre pivotul hidraulic și culbutorul cu rolă, contactul dintre aceste 2 piese a fost modelat cu ajutorul contactului de tip CAD. 36

39 Figura 4.8: Contactul de tip CAD Acest tip de contact permite modelarea și simularea contactului între corpuri rigide cu geometrie arbitrară. După selectarea corpurilor rigide, al cărui contact urmează a fi studiat, softul împarte suprafețele celor 2 geometrii în elemente identice de formă triunghiulară (Figura 4.8). Aceste elemente de formă triunghiulară pot fi parametrizate în funcție de cerințele utilizatorului. În timpul simulării, solver-ul calculează poziția celor 2 corpuri și în funcție de aceasta și de suprafețele împărțite în triunghiuri, acesta determină dacă corpurile sunt sau nu în contact. În momentul în care corpurile sunt în contact, solver-ul calculează forțele de contact, pe baza vitezei relative dintre corpuri și a adâncimii de penetrație. Pentru determinarea forțelor de contact solver-ul ia în calcul și coeficienții de rigiditate și amortizare aleși de utilizator. Figura 4.9: Forțele generate de un vertex încorporat Astfel, forța de contact este obținută prin însumarea tuturor forțelor generate de fiecare vertex încorporat, vertexul reprezentând punctul de intersecție al vârfurilor de triunghi utilizate de soft pentru modelarea acestui tip de contact. Forța de contact totală se calculează cu următoarea expresie: Z F total F i i 1 (4.7) Unde: Z - Reprezintă numărul total de vertexi încorporați; F i - Forța datorată vertexului încorporat [N]; Forța datorată de vertexului încorporat se poate determina cu următoarea expresie: vertex contact F i Fi F i (4.8) triunghi contact Fi Fi Unde: F vertex i - Forța aplicată vertexului încorporat [N]; F triunghi i - Forța aplicată triunghiului [N]; 37

40 F contact i - Forța de contact generată de vertexul încorporat [N]. Aceasta este aplicată în mod egal și în direcții opuse atât triunghiului cât și încorporat, după cum se poate observa în Figura 4.9. Forța de contact generată de vertex are 2 componente, una normală și una tangențială. vertexului contact F i Fn, i Ft, i (4.9) Unde: F n,i Componenta normală a forței de contact generată de vertexul încorporat [N]; F t,i - Componenta tangențială a forței de contact generată de vertexul încorporat [N]. Componenta normală a forței de contact generată de vertexul încorporat rezultă din proprietățile de rigiditate și amortizare ale contactului și se poate calcula cu următoarea expresie: e Fn, i max k g cstep ( g, 0, 0, DMAX,1 ) g, 0 n (4.10) Unde: n - Normala la triunghi; k - Rigiditatea definită de utilizator [N/m]; g - Distanța de penetrație a vertexului în triunghi [m], Figura 4.8; e - Exponent definit de utilizator; c - Coeficientul de amortizare definit de utilizator [N*s/m]; cstep( g, 0, 0, DMAX, 1) - Reprezintă pasul unei funcții step cubică care are rolul de a crește treptat factorul de amortizare de la valoarea 0 până la valoarea c, aleasă de utilizator, în același timp în care se înregistrează creșterea adâncimii de penetrație de la 0 la valoarea maximă DMAX. g - Valoarea curentă a vitezei relative de penetrație; DMAX Reprezintă penetrația la care forța de amortizare este scalată pentru c * g [m]; Componenta tangențială a forței de contact generată de vertexul încorporat este determinată cu următoarea formulă: Ft, i fn v t, vs,vd, s, d nt (4.11) Unde: f n - Reprezintă magnitudinea forței normale; μ - O funcție ce definește coeficientul de frecare (Figura 4.10) în funcție de viteza de alunecare și de 4 parametrii ce trebuie introduși de utilizator. Figura 4.10: Variația coeficientului de frecare în funcție de viteza tangențială 38

41 nt - Reprezintă vectorul unitate pe direcția de vitezei de alunecare; v t - Magnitudinea vitezei de alunecare; v s - Pragul vitezei statice; v d - Pragul vitezei cinetice; μ s Frecare statică; μ d Frecare cinetică. Arcul de supapă este un element foarte important în construcția mecanismului de distribuție. Din acest motiv este necesar ca modelarea acestuia să se realizeze cu o deosebită atenție [88]. Modelarea arcului de supapă utilizând un element de tip TSDA poate duce la obținerea unor rezultate cu o precizie scăzută datorită faptului că acest element nu ia în calcul efectul maselor distribuite și a contactului dintre spire. Pentru a elimina acest inconvenient s-a optat pentru utilizarea modului PDS (PDS engleza: POWERTRAIN DYNAMIC SIMULATOR). Acest soft prin intermediul modulul Preprocesor Arcuri Elicoidale poate modela arcul de supapă în 2 moduri, FIN sau BRUT. Modelul FIN este un model 3D complet flexibil realizat prin asamblarea segmentelor de spiră ce sunt distribuite dea lungul axei mediane a arcului elicoidal. Acest model utilizează pentru detectarea contactului dintre spirele arcului un algoritm sofisticat, astfel rezultatele obținute în urma simulării au o precizie ridicată, dar cu dezavantajul că timpul de simulare este mai mare decât în cazul utilizării unui element de tip TSDA. Modelul BRUT este o reprezentare simplificată a modelului 3D flexibil, la care distribuția maselor și rigiditatea neliniară a modelului sunt obținute prin simularea cvasi-statică a modelului FIN. Avantajele acestui model sunt faptul că poate surprinde fenomenul de ciocnire al spirelor și timpul de simulare este mult redus față de modelul FIN. În Figura 4.11 este prezentată interfața de lucru cu soft-ul PDS - Preprocesor Arcuri Elicoidale și parametrii ce pot fi introduși de către utilizator, respectiv: fișierul ce conține coordonatele geometrice ale profilului elicoidal, lungimea liberă a arcului, diametrul exterior al spirei, etc. [89]. De asemenea, pentru validarea arcului de supapă realizat cu ajutorul soft-ului PDS a fost necesară determinarea caracteristicii elastice a arcului de supapă cercetat, după cum se poate observa în Figura Figura 4.11: Interfața programului PDS - Preprocesor Arcuri Elicoidale 39

42 În modelul virtual al mecanismului de distribuție cercetat, arcul de supapă a fost conectat față de chiulasă prin intermediul unei cuple de translație, controlată de un driver de poziție. Acesta are rolul de a deplasa capătul inferior al arcului, realizându-se astfel precomprimarea elementului elastic. La capătul superior al arcului a fost montată prin intermediul unei legături nedemontabile spira inactivă. Figura 4.12: Caracteristica elastică a arcului de supapă Aceasta la rândul său este conectată prin intermediul contactului de tip CAD de talerul arcului (Figura 4.7). Galeții de fixare ai talerului de supapă sunt montați rigid împreună cu acesta de tija supapei. Supapa a fost modelată ca un ansamblu de 2 piese: tija și taler, între care există o mișcare de translație. Elasticitatea supapei a fost luată în calcul intercalând între talerul și tija supapei un element de tip TSDA. Contactul dintre supapă și scaunul său și dintre aceasta și culbutor a fost modelat cu ajutorul contactului de tip CAD. Figura 4.12: Contactul de tip Sferă - Suprafață de revoluție Pentru modelarea contactului dintre culbutor și tija supapei s-a optat pentru utilizarea contactului CAD deoarece tija supapei interacționează cu trei suprafețe diferite ale culbutorului și astfel numărul de elemente de tip forța de contact necesare a fost redus de la 3 la 1 [90]. Ghidul de supapă este interconectat cu tija supapei prin intermediul unui contact de tip Sferă Suprafață de revoluție. Pentru definirea acestui tip de contact este nevoie ca utilizatorul trebuie să selecteze un punct, ce va fi centrul sferei și o suprafață de revoluție. Pe tija supapei au fost construite 28 de puncte, câte 14 puncte in fiecare zonă de capăt a ghidului de supapă, după cum se poate observa în Figura Aceste puncte au fost plasate în așa fel încât tija supapei să se afle în contact cu ghidul de supapă în minim 2 puncte, câte un punct în fiecare zonă de capăt a ghidului de supapă. 40

43 Figura 4.13: Modelarea contactului dintre ghid și tija supapei Forța de contact este calculată de solver-ul soft-ului la fel ca și în cazul contactului de tip Suprafață extrudată - Suprafață de revoluție în funcție de adâncimea de penetrație [91] MODELAREA PIESELOR COMPONENTE ALE MECANISMULUI CERCETAT Primul pas în definirea modelului CAD, al mecanismului studiat, a constat în măsurarea parametrilor geometrici, a pieselor componente și determinarea maselor acestora. Cu ajutorul parametrilor geometrici obținuți prin măsurare a fost realizat modelul CAD al mecanismului, iar după modelare, fiecărei componente a mecanismului, i s-a atribuit un material, ca în final acestea să aibă aceleași mase ca și componentele reale. În tabelul de mai jos sunt prezentate masele componentelor mecanismului cercetat, determinate prin cântărire. Tabelul 4.1: Masele pieselor componente ale mecanismului cercetat Piesă Masa [g] Supapă evacuare 37,183 Ansamblu culbutor 41,683 Taler arc 4,996 Galeți 1,004 Ansamblu pivot hidraulic 19,728 Culbutorul cu rolă, având o configurație complexă, a fost modelat cu ajutorul tehnologiei de scanare 3D (Figura 4.14). Figura 4.14: Culbutor realizat prin scanare 3D DETERMINAREA COEFICIENȚILOR DE RIGIDITATE Pentru a determina rigiditățile pieselor componente, ale mecanismului cercetat, s-a utilizat soft-ul CATIA V5. 41

44 Figura 4.15: Deformarea maximă a tijei supapei în cazul solicitării cu o forță F=500 [N] Pieselor analizate li s-au aplicat condiții limită iar apoi au fost supuse la solicitări de deformare [92, 93]. Deformările rezultate în urma analizei cu element finit au fost utilizate pentru determinarea coeficienților de rigiditate, cu următoarea formulă: Unde: F k (4.12) x k Coeficientul de rigiditate [N/m]; F - Încărcarea aplicată piesei analizate [N]; x Deplasarea rezultată în urma solicitării cu forța F [m]. Coeficienții de amortizare s-au determinat presupunând că aceștia reprezintă 3% din amortizarea critică. Considerând masele m 1 și m 2, conectate prin intermediul unui element elastic și a unui amortizor, ecuația deplasării relative X între cele 2 mase are următoarea formă: m1 m X c m1 m2 2 1 m m X k m1 m2 2 X 0 Atunci raportul de amortizare se poate determina cu următoarea expresie: c m m 2 k m m 1 2 (4.13) 1 2 (4.14) Egalând ecuația (41) cu 1 se poate determina amortizarea critică c 0 : c k m m (4.15) m1 m2 42

45 Tabelul 4.2: Coeficienții de rigiditate și amortizare utilizați la definirea contactelor [93] Element Coeficient de rigiditate [N/m] Coeficient de amortizare [N*s/m] Contact CAD: HLA - Culbutor 5.2* Contact Suprafață extrudată - Suprafață de revoluție: Camă - Rolă culbutor 8* Contact CAD: Spiră inactivă - Taler arc 3* Contact CAD: Scaun supapă - Taler supapă 1.3* Contact CAD: Culbutor Tija supapă 5* Contact Sferă - Suprafață de revoluție 7* VALIDARE MODEL VIRTUAL Validarea modelului virtual s-a realizat prin compararea accelerației supapei măsurată pe cale experimentală cu cea obținută pe cale virtuală. În Figurile este prezentată această comparație în intervalul de turație [rpm]. Figura 4.16: Comparație între accelerația supapei măsurată pe cale experimentală și cea obținută pe cale virtuală la turația arborelui cu came de 500 [rpm] După cum se poate observa în aceste figuri, diferența între accelerația supapei măsurată pe cale experimentală și cea obținută pe cale virtuală se încadrează în limitele admise, astfel modelul virtual se poate considera că fiind valid [94]. 43

46 Figura 4.18: Comparație între accelerația supapei măsurată pe cale experimentală și cea obținută pe cale virtuală la turația arborelui cu came de 1500 [rpm] 4.4. STUDIUL INFLUENȚEI TURAȚIEI ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ Figura 4.19: Variația deplasării laterale a culbutorului în funcție de turația de antrenare a arborelui de distribuție (virtual) Pentru a determina influența turației arborelui de distribuție asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă au fost realizate simulări în intervalul de turație [rpm]. Deplasările laterale ale culbutorului cu rolă înregistrate pe plaja de turație menționată mai sus au fost centralizate și prezentate sub formă grafică în Figura După cum se poate observa în această figură, majorarea turației de antrenare a arborelui de distribuție are ca efect amplificarea deplasării laterale a culbutorului cu rolă, ea având o creștere de maximum 40%, la turația maximă considerată de 1500 [rot/min]. Cauza principală ce are ca efect majorarea deplasării laterale a culbutorului cu rolă este reprezentată de amplificarea forțelor de inerție, datorită creșterii turației de antrenare a arborelui de distribuție, forțe ce au tendința de a destabiliza funcționarea mecanismului de distribuție. În concluzie, se poate afirma că turația arborelui de distribuție are o influență majoră asupra vibrației laterale a culbutorului cu rolă. 44

47 4.5. STUDIUL INFLUENȚEI JOCULUI DIN GHIDUL SUPAPEI ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ Figura 4.20: Variația deplasării laterale a culbutorului în funcție de mărimea jocului din ghidul supapei (virtual) Un alt factor important ce poate influența vibrația laterală a culbutorului cu rolă este valoarea jocului din ghidul supapei. Acest parametru constructiv poate varia în cazul supapelor cu diametrul între 6 7 în intervalul [μm] [63]. Pentru studiul acestei influențe s-au ales 3 valori posibile ale jocului din ghidul supapei și anume: 25,30 și 35 [mm], restul parametrilor rămânând constanți. De asemenea, simulările au fost realizate pe o plajă de turație a arborelui de distribuție cuprinsă între valorile [rpm]. Rezultatele obținute în urma simulărilor au arătat că odată cu majorarea jocului din ghidul supapei valoarea deplasării laterale a culbutorului are un trend ascendent, creșterea acesteia realizându-se cu o proporție relativ redusă (Figura 4.20) STUDIUL INFLUENȚEI ARCULUI DE SUPAPĂ ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ Pentru studiul influenței tipului de arc de supapă asupra vibrației transversale a culbutorului s-au utilizat 3 arcuri, modelate flexibil, cu rigidități diferite. Figura 4.21: Variația deplasării laterale a culbutorului în funcție de tipul arcului de supapă (virtual) 45

48 În Figura 4.21 sunt prezentate curbele deplasării laterale a culbutorului cu rolă în funcție de turația de antrenare a arborelui de distribuție pentru diferite rigidități ale arcului de supapă. Se poate observa că la turații mici deplasarea laterală a culbutorului are valori reduse, amplitudinea acestora majorându-se odată cu mărirea pragului de turație a arborului de distribuție. De asemenea, deplasarea laterală a culbutorului cu rolă are o tendință crescătoare odată cu creșterea valorii rigidității arcului de supapă. Valorile deplasării laterale a culbutorului înregistrate în cadrul acestor simulări nu au fost semnificative, deoarece nu au fost realizate la turații ridicate ale arborelui de distribuție, caz în care comportamentul culbutorului cu rolă este influențat major de fenomenul de rezonanță a arcului de supapă. În concluzie, majorarea rigidității arcului de supapă are ca efect amplificarea deplasării laterale a culbutorului cu rolă CONCLUZII Pentru studiul teoretic al factorilor cu o influență asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă a fost realizat un model virtual multi corp, ce constă în 15 corpuri rigide și flexibile interconectate între ele prin cuple de rotație și translație sau prin elemente de tip Forță. Cu ajutorul acestui model a fost simulată influența următorilor factori: turația de antrenare a arborelui de distribuție, jocul din ghidul supapei și rigiditatea arcului de supapă. În urma simulărilor efectuate a rezultat faptul că cea mai mare influență asupra vibrației transversale o are turația arborelui de distribuție, având ca efect amplificarea deplasării laterale a culbutorului cu rolă cu 40%, valoarea maximă înregistrându-se la turația maximă de 1500 [rot/min]. De asemenea, vibrația transversală a culbutorului cu rolă este influențată și de parametrii precum jocul din ghidul supapei sau tipul arcului de supapă dar într-o proporție mai redusă decât în cazul turației de antrenare a arborelui de distribuție. 5. METODICA ȘI ECHIPAMENTELE UTILIZATE PENTRU CERCETAREA EXPERIMENTALĂ A VIBRAȚIEI TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ 5.1. STRUCTURA STANDULUI DE ÎNCERCĂRI EXPERIMENTALE Figura 5.1: Structura standului de încercări experimentale 46

49 Standul de încercări experimentale este format dintr-un cadrul metalic pe care sunt amplasate o serie de sisteme și instalații precum: chiulasa (mecanismul de distribuție studiat), sistemul de antrenare al chiulasei (motor electric + transmisie cu lanț) și instalația hidraulică (rezervor + pompă hidraulică + filtre + conducte ). De asemenea, acesta este prevăzut cu o instalație electrică care este încorporată în panoul de control și care are rolul de a alimenta cu energie electrică consumatori precum motoare electrice trifazate, încălzitoare de ulei, etc. Pentru a ușura deplasarea standului de încercări în caz de nevoie, acesta a fost prevăzut cu 4 roți detașabile, roți ce au fost îndepărtate pe durata testelor, cadrul metalic fiind fixat rigid de sol SISTEMUL DE ANTRENARE AL CHIULASEI Mecanismul de distribuție studiat este antrenat prin intermediul unui motor electric asincron trifazat. Acesta transmite cuplul necesar deplasării unghiulare a mecanismului prin intermediul unei transmisii cu lanț. Pentru a reproduce cât mai exact condițiile de funcționare ale mecanismului, pentru antrenarea mecanismului, s-a utilizat o transmisie cu lanț. Tensionarea lanțului s-a realizat cu un dispozitiv ce constă din doi suporți metalici, care au rol de susținere și ghidare a patinei, o patină și sistem de pretensionare. În timpul funcționarii transmisiei cu lanț patina este acționată la capătul liber de o tijă comandată elastic prin intermediul unui arc elicoidal. Figura 5.3: Transmisia mecanică utilizată la antrenarea arborelui de distribuție Nivelul de pretensionare se poate regla prin deplasarea pe direcție verticală, prin înșurubarea sau deșurubarea suportului arcului, după cum se poate observa în detaliul din Figura 5.3. Deoarece funcționarea defazorului nu constituie studiul tezei de doctorat, acesta a fost dezactivat, comportându-se ca o roată dințată unitară INSTALAȚIA HIDRAULICĂ A STANDULUI DE ÎNCERCĂRI EXPERIMENTALE Instalația hidraulică ce deservește standul de încercări experimentale are două funcții principale. Prima funcție a acestei instalații este aceea de alimentare cu un debit suficient de ulei a elemențiilor hidraulici asigurând astfel buna funcționare a acestora. Pivoții hidraulici au rolul de a compensa jocul termic al mecanismului. Cea de a doua funcție îndeplinită de instalația hidraulică este aceea de lubrifiere a pieselor componentelor în mișcare. În Figura 5.4 este prezentată schema simplificată a instalației hidraulice a standului de încercări. 47

50 Uleiul este aspirat din rezervorul (1), de către pompa cu roți dințate (2) și este refulat în instalație. Pompa de ulei este antrenată mecanic de un motor electric asincron (10), prin intermediul unui cuplaj flexibil. Presiunea din instalație este monitorizată prin intermediul manometrelor cu tub Bourdon (3,7). Manometrul (3) este poziționat după pompă, pentru a măsura presiunea uleiului la ieșirea din aceasta. Ansamblul format din manometrul (7), supapa hidraulică (4) și robinetul (6) este utilizat pentru reglarea presiunii uleiului din chiulasa de încercări. Supapa hidraulică (4) realizează un reglaj grosier al presiuni uleiului din instalație. Reglajul fin al presiunii de ulei este obținut cu ajutorul robinetului (6). Pentru a împiedica impuritățile să ajungă în interiorul chiulasei, între supapa hidraulică (4) și robinetul (6) a fost plasat filtrul (5). Supapa hidraulică (4) reglează presiunea din instalație în intervalul 2 5 [bar]. În continuare, uleiul este pompat în chiulasa (8) unde acesta este distribuit prin canalizația internă la elemenții hidraulici și la lagărele de alunecare ale acesteia. Uleiul scurs din lagărele de alunecare și din elemenții hidraulici este colectat și transportat înapoi în rezervor, prin intermediul unei conducte de joasă presiune, ce este simbolizată în Figura 5.4 printr-o line discontinuă. Pentru a modifica proprietățile uleiului, respectiv temperatura și implicit viscozitatea acestuia, instalația hidraulică a fost echipată cu încălzitorul electric (9). Figura 5.4: Schema simplificată a instalației hidraulice a standului de încercări experimentale [95] Rezervorul de ulei Rezervorul unității hidraulice este realizat din 5 bucăți, din tablă de oțel, groasă de 3 [mm], ce au fost asamblate prin sudare. În partea inferioară, rezervorul a fost prevăzut cu 4 distanțiere de oțel, cu rol de prindere. Capacul este realizat de asemenea tot din tablă de oțel, groasă de 8 [mm]. Pe acesta este dispus suportul motorului electric, ce antrenează pompa de ulei, de asemenea sunt prevăzute orificii și găuri de prindere a diferitelor componente ale sistemului hidraulic. Tot de capacul rezervorului sunt prinse, prin sudare, mufe pentru montarea supapei de reglare a presiunii, a sorbului și a țevii de retur. Prinderea capacului de rezervor se face cu ajutorul a 18 șuruburi M10. Volumul total al rezervorului este de 24 [litri]. 48

51 Pompa de ulei Figura 5.5: Rezervorul de ulei al standului de încercări experimentale Pentru a asigura debitul necesar de ulei s-a ales utilizarea unei pompe externe, cu roți dințate. Pompa este antrenată de un motor electric, cu puterea de 1.1 [kw] și turația maximă de 1410 [rot/min]. Aceasta (Figura 5.6) are în componență o pereche de roți dințate (1), care sunt montate în carcasa (3), prin intermediul a 4 rulmenți (2). Rulmenții sunt dotați cu elemente de amortizare (6) a forțelor ce iau naștere în aceștia. Prinderea pe motorul electric se realizează prin intermediul flanșei (4). Figura 5.6: Secțiune prin pompa de ulei [96] La celălalt capăt al carcasei este montat capacul (8). Mișcarea, furnizată de motorul electric, este transmisă roții dințate prin intermediul arborelui pompei (7). Etanșarea acestuia față de carcasă se realizează prin intermediul presetupei (5) Supapă de reglare a presiunii Figura 5.12: Supapă de reglare a presiunii [99] 49

52 Supapa de reglare a presiunii are rolul de a menține presiunea din instalația de ungere, la o valoare aproximativ constantă stabilită de utilizator. Modelul utilizat în această instalație este realizat de firma Rexroth, din grupul Bosch și are următorul indicativ: DBDH 8 G13/25V [99] INSTALAȚIA ELECTRICĂ A STANDULUI DE ÎNCERCĂRI EXPERIMENTALE Instalația electrică a standului de încercări trebuie să asigure alimentarea cu curent a diferitelor subansamble din sistem și să le protejeze în cazul unei defecțiuni la instalație cum ar fi o supra sarcină sau un scurtcircuit. Figura 5.14: Instalația electrică a standului de încercări Aceasta a fost proiectată să furnizeze necesarul energetic pentru cele 3 circuite deservite, respectiv pentru alimentarea celor 2 motoare electrice și a încălzitorului de ulei Circuitul electric al motorului ce antrenează arborele de distribuție Comanda motorului electric trifazat ce antrenează arborele de distribuție este realizată prin intermediul unui circuit de automenținere. Acest circuit cuprinde următoarele componente: butonul S4 normal deschis; butonul S3 normal închis; contactorul cu contactele KR2 și lampa de prezență H2. 50

53 La acționarea butonului de comandă S4 circuitul de alimentare al bobinei contactorului se va închide. Odată cu închiderea acestui circuit se vor închide și contactele contactorului KR2, lucru ce va permite trecerea curentului electric spre convertorul de frecvență. Lampa de prezență H2 are rolul de a semnaliza deschiderea sau închiderea contactelor contactorului. În momentul închiderii contactelor KR2, bobina contactorului va fi alimentată cu curent doar prin aceste contacte. În cazul în care se dorește întreruperea circuitului de alimentare al convertorului de frecvență este necesară doar acționarea butonului, normal închis, S3. Pentru a proteja convertorul de frecvență și motorul electric în caz de scurtcircuit a fost necesară montarea siguranțelor automate F3. Releul termic F4 are rolul de a proteja motorul electric în caz de suprasarcină. Modificarea turației motorului electric asincron trifazat ce antrenează arborele de distribuție s-a realizat cu ajutorul convertorului de frecvență FDH-G Convertorul de frecvență este un dispozitiv care generează o tensiune electrică alternativă de frecvență variabilă. Figura 5.19: Panoul frontal al convertorului de frecvență FDH-G 1085 Avantajele folosirii acestui dispozitiv sunt multiple, printre care, pe lângă ușurința modificării turației mașinii electrice, reducerea cantității de curent absorbită la pornirea directă a motorului electric. Cantitatea de curent consumată la pornirea directă a unei mașini electrice poate ajunge până la de 4 ori valoarea curentului nominal.[104] Convertorul de frecvență are în componență 3 părți principale: un redresor, un filtru capacitiv și un invertor. Invertorul este un dispozitiv electric ce permite transformarea curentului continuu în curent alternativ. Această transformare se execută cu ajutorul unor dispozitive semiconductoare (tranzistoare) controlate de un microprocesor având la bază metoda modulării în lățime a impulsurilor (PWM- Pulse Width Modulation). Pentru a păstra constantă valoarea cuplului dezvoltat de mașina electrică, convertorul de frecvență modifică în același timp valoarea frecvenței și a tensiunii curentului de alimentare. În principiu, convertorul de frecvență redresează curentul alternativ absorbit de la rețea, îi modifică caracteristicile, respectiv frecvența și tensiunea, iar în final acesta este convertit în curent alternativ cu ajutorul invertorului. 51

54 Tabelul 5.3: Caracteristicile Convertorului de frecvență FDH-G 1085 [105] Tensiune de alimentare 3-faze [V] AC Metoda de control a invertorului Timp Accelerare/Decelerare Metoda de control V/F. Control sinusoidal PWM de frecvență înaltă Dispune de reglaj individual: Accelerare/Decelerare liniară: 0,1~2999,9 [s] Accelerare/Decelerare neliniară: 0,1~230 [s] Gama frecvenței de ieșire Semnal de reglare al frecvenței 1 la 144 [Hz] Control local sau extern: Panou de operare, interfață. Caracteristici tensiune/frecvență Rezervă Cuplu Temperatura și umiditatea ambientală Dispune de 32 caracteristici implicite Dispune de reglaj manual -10 ~ 50 [ C] 20~ 90 [%] RH sau mai puțin (fără condens) Protecție IP00 Motorul electric de antrenare are o putere de 4 [kw] și este un motor de uz general, ce poate fi utilizat în condiții climatice normale, respectiv: temperatura mediului ambiant -16 C 40 C, altitudine până la 1000 [m], presiune atmosferică 1050 [mbar], umiditate relativă 60% 90% la 20 C. Caracteristicile tehnice ale motorului sunt prezentate în tabelul de mai jos. Tabelul 5.4: Caracteristicile motorului electric MA-AL 112M [106] Gabarit Putere Valori nominale Conectare directă [KW] [HP] [Rot/min] Curent (400V) [A] η [%] Cos ɸ Ip/In Mp/Mn Mm/Mn J [Kg *m 2 ] Masa netă [kg] 112M Figura 5.20: Motorul electric utilizat pentru antrenarea chiulasei [106] 52

55 Circuitul electric al încălzitorului de ulei Pentru a modifica proprietățile fluidului de lucru, respectiv a uleiului, standul de încercări experimentale este echipat cu un încălzitor electric. Acesta dispune de un termostat care asigură menținerea unei temperaturi aproximativ constantă, în baia de ulei a agregatului hidraulic. Circuitul electric al încălzitorului de ulei este format din siguranțele automate F5, releul K1 și rezistorul electric R1. Figura 5.22: Încălzitor OThG2 HELIOS [108] Datele tehnice ale încălzitorului de ulei sunt prezentate în Tabelul 5.6. Tabelul 5.6: Caracteristicile încălzitorului OThG2 HELIOS [108] Cod Lungime aproximativă [mm] Putere aproximativă [W] Tensiune alimentare [U] Termostatat Da 5.2. ACHIZIȚIA DATELOR Sistemul de măsurare utilizat este compus din două părți distincte: un sistem ce are rol de a monitoriza temperatura și presiunea fluidului din instalația hidraulică și cel de al doilea sistem utilizat pentru măsurarea accelerației transversale a culbutorului SISTEMUL DE ACHIZIȚIE UTILIZAT PENTRU MONITORIZAREA PRESIUNII ȘI TEMPERATURII ULEIULUI DIN INSTALAȚIA DE UNGERE Figura 5.24: Sistemul de achiziție utilizat pentru monitorizarea presiunii și temperaturii[110] 53

56 Monitorizarea temperaturii și a presiunii uleiului din instalația hidraulică s-a realizat cu ajutorul unui sistem compus din placa de achiziție Spider Mobile, senzorul de temperatură PT 100 și senzorul de presiune KELLER PR-11. Sistemul de achiziție SPIDER Mobile poate fi utilizat pentru măsurarea următoarelor mărimi: forță, presiune, temperatură, frecvență. El dispune de module de condiționare a semnalului pe fiecare din cele 8 canale și este conectat la un calculator portabil prin intermediul portului de imprimantă, printr-o interfață RS232, ceea ce îl face ușor de utilizat. Fiecare canal dispune de un convertor analog-digital, lucru ce permite alegerea unei rate de eșantionare de maxim 9600 [eșantioane/s]. De asemenea, aceste convertoare analog digitale sunt sincronizate pentru a asigura achiziția simultană pe toate canalele Senzorul de presiune Senzorul utilizat pentru măsurarea presiunii din instalația de ungere este de tip piezorezistiv și este produs de firma KELLER. Efectul piezorezistiv constă în modificarea rezistenței electrice a unui material semiconductor atunci când este solicitat mecanic [111]. Senzorul împreună cu rezistorul de compensare sunt montați într-o carcasă metalică, realizată din oțel inoxidabil [112]. La acest tip de senzor, elementul semiconductor nu este montat în contact cu carcasa și astfel solicitările mecanice aplicate acesteia nu au influență asupra măsurării. Figura 5.25: Senzorul piezorezistiv KELLER PR-11 [112] În Tabelul 5.7 sunt prezentate valorile semnalului generat de senzor, în funcție de presiunea măsurată și informații referitoare la sensibilitate, histerezis și repetabilitate. Tabelul 5.7: Caracteristicile senzorului KELLER PR-11 [112] KELLER PR-11 Plajă valori Presiune 0,1 0,2 0, [bar] Semnal de ieșire [mv] nominal Liniaritate, Histerezis, < 0,5 %FS (0,1 to 0,2 % FS pentru semnal slab) Repetabilitate Figura 5.26: Dimensiunile de gabarit și schema de conectare electrică a senzorului KELLER PR-11 [112] 54

57 Conectarea senzorului de presiune cu placa de achiziție se realizează după schema prezentată în Figura Montarea senzorului pe rampa de alimentare cu ulei este realizată prin intermediul unui racord prevăzut cu o gaură filetată, G ¼ Senzorul de temperatură Temperatura uleiului din instalația hidraulică a fost monitorizată cu ajutorul unei termorezistențe Pt100. Măsurarea temperaturii se realizează prin corelarea acesteia cu rezistența electrică a elementului de detecție. Acesta este realizat dintr-un fir subțire de platină înfășurat pe un suport ceramic sau din sticlă. De obicei elementul de detecție este foarte fragil și de aceea, pentru protecție, este plasat într-o teacă metalică realizată din oțel inoxidabil. Termorezistențele sunt realizate din platină deoarece aceasta se prelucrează ușor și este stabilă din punct de vedere chimic și fizic pe o plajă largă de temperaturi în diverse medii [113, 114]. Figura 5.27: Termorezistența Pt100 [116] SISTEMUL DE ACHIZIȚIE UTILIZAT PENTRU MĂSURAREA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ Sistemul de achiziție este format din 3 accelerometre, un encoder, un amplificator de semnal și un calculator, pe care a fost instalat soft-ul LABVIEW 2010 (Figura 5.29). Accelerometrele au fost plasate în felul următor: un accelerometru pe supapă (PCB 353B18), cel de al doilea pe culbutor (PCB 353B18) iar al treilea pe chiulasă (PCB 338M12) [117]. Figura 5.28: Modul de amplasare al accelerometrului pe culbutorul cu rolă 55

58 Figura 5.29: Schema simplificată a sistemului de achiziție utilizat pentru măsurarea accelerației transversale a culbutorului cu rolă Traductorul de accelerație montat pe supapă a avut rolul de a determina accelerația supapei, respectiv legea de deplasare a supapei, informații ce au fost necesare la realizarea modelului virtual al mecanismului cercetat [118]. Pentru a diminua erorile de măsurare datorate vibrației standului de încercări a fost necesară montarea celui de al treilea accelerometru pe chiulasă, pe aceeași direcție cu cel amplasat pe culbutor. Alegerea traductoarelor de accelerație s-a realizat în funcție de valoarea maximă a mărimii măsurate, temperatura maximă a mediului de lucru și masa acestora, ea trebuind să nu depășească maxim 10%, din masa dinamică a obiectului pe care sunt montate [119]. 56

59 În tabelele de mai jos sunt prezentate caracteristicile tehnice ale accelerometrelor utilizate în cercetarea experimentală. Figura 5.30: Traductorii de accelerație utilizați în activitatea experimentală Tabelul 5.9: Caracteristicile tehnice ale traductorului de accelerație PCB 338M12[120] Performanță Sistemul anglo-saxon de unități Sistemul internațional de unități de de măsură măsură Sensibilitate [mv/g] 10.23[mV/(m/s 2 )] Domeniul de măsură ± 50 [g] ± [mv/(m/s2)] Frecvență de rezonanță 13[kHz] 13[kHz] Rezoluția [g rms] 0.02[ m/s² rms] Constanta de timp 0.5 to 3.0 [sec] 0.5 to 3.0 [sec] Tabelul 5.10: Caracteristicile tehnice ale traductorului de accelerație PCB 353B18 [121] Performanță Sistemul anglo-saxon de Sistemul internațional de unități de măsură unități de măsură Sensibilitate 10 [mv/g] 1.02[mV/(m/s2)] Domeniul de măsură ± 500 [g] ± 4905 [mv/(m/s2)] Masă 0.06[oz] 1.8 [gm] Frecvență de rezonanță 70[kHz] 70[kHz] Rezoluția (1 to 10,000 Hz) [g rms] 0.05[ m/s² rms] Constanta de timp 0.5 to 2.0 [sec] 0.5 to 2.0 [sec] Domeniul de temperatură -65 to +250 [ F] -54 to +121 [ C] Principiul de funcționare al traductorului de accelerație, respectiv al accelerometrului, se bazează pe proprietatea unor materiale cristaline de a genera sarcini electrice atunci când sunt solicitate mecanic. Sarcina electrică generată de materialul cristalin este proporţională cu solicitarea mecanică. Această sarcină este de ordinul pico coulombilor și are o impedanță ridicată [122]. Pentru ca semnalul generat de accelerometru să poată fi procesat de echipamentul de achiziție este necesară intercalarea unui amplificator de semnal între accelerometru și placa de achiziție. Figura 5.31: Amplificatorul de Semnal PCB Piezotronics F483B07 57

60 Amplificatorul de semnal utilizat este de tip PCB-Piezotronics și este prevăzut cu 12 canale de măsurare, fiecare din acestea având reglaj separat. Caracteristicile acestui amplificator sunt prezentate în tabelul de mai jos. Tabelul 5.11: Caracteristicile tehnice ale Amplificatorului de Semnal PCB Piezotronics F483B07 [120] Date tehnice Unități de măsură Număr de canale 12 Domeniul de amplificare Ajustare amplificare 0 10 Multiplicator de amplificare în 3 trepte 0,1; 1,0; 10. Precizia amplificării 1% Răspuns frecvenţă joasă (-5%) 0,3 ± 0,015 [Hz] Răspuns frecvenţă înaltă (-5%) Xl 150 ±1,5 [khz] Xl0 150 ±1,5 [khz] Xl ±1 [khz] Constanta de timp pentru cuplare 2 ±0,1 [s] Curent excitare traductor 2 20 [ma] Voltajul la ieșire ± 10 [V] Intensitate curent la ieșire ± 1 [ma] Impedanță la ieșire 50±10 Ω Zgomot electric la ieșire, multiplicare X1 0,7±0,1[mV] X10 3±0,5[mV] X100 20±2[mV] Pentru a reprezenta datele măsurate în funcție de poziția unghiulară a arborelui de distribuție, respectiv pentru determinarea vitezei unghiulare a acestuia, a fost necesară utilizarea unui encoder. Encoderul AVL 365 C01 generează impulsurile electrice necesare determinării poziției unghiulare a arborelui de distribuție cu ajutorul unui disc și a unor senzori fotoelectrici. Discul este prevăzut cu o serie de marcaje care au rolul de a reflecta sau nu lumina generată de un foto emitor spre un foto receptor, impulsurile electrice astfel generate având forma precum cele din Figura Acest tip de encoder este des întâlnit în lanțul de măsurare, ce echipează standul de probe al motorului cu ardere internă, datorită preciziei ridicate, indiferent de condițiile de exploatare. Informația referitoare la poziția unghiulară a arborelui de distribuție este transmisă prin intermediul impulsurilor de lumină de la encoder la convertorul 3064Z05 [124]. Acesta are rolul de a transforma impulsurile de lumină în impulsuri electrice, acestea din urmă fiind înregistrate de placa de achiziție. Figura 5.32: Disc cu marcaje utilizat la generarea impulsurilor electrice [123] 58

61 Figura 5.33: Amsamblu Encoder Colectarea datelor s-a realizat cu ajutorul plăcii de achiziție NI USB Această placă se conectează la calculator prin intermediul interfeței USB, ea dispunând de: până la 32 de intrări analogice (16 [biți], 250 [ks/s]), 2 ieșiri analogice (16 [biți], 250 [ks/s]), 8 intrări digitale, 8 ieșiri digitale și 2 contoare de 80 [MHz] pe 32 [biți]. Figura 5.34: Placa de achiziție NI USB-6218 [125] Tabelul 5.12: Caracteristicile tehnice ale plăcii de achiziție NI USB 6218 [125] Specificații Performanțe Intrări analogice 32 Rezoluție intrări analogice 16 [biți] Rata de intrare maximă 250 [ks/s] Ieșiri analogice 2 Rata de ieșire maximă 250 [ks/s] Domeniul de ieșire maxim 10 [V] Intrări digitale 8 Ieșiri digitale 8 LabView este un mediu de programare grafică, care permite realizarea unor instrumente virtuale pentru măsurare, testare, monitorizarea proceselor, cercetare științifică, achiziție de date și multe altele [127]. Împreună cu traductoarele și placa de achiziție, LabView-ul permite măsurarea diverselor mărimi fizice, precum și controlul anumitor procese. În acest scop au fost concepute o serie de scheme bloc ce au fost utilizate pentru măsurarea accelerației laterale, a culbutorului cu rolă, determinarea poziției unghiulare și a turației arborelui de distribuție și respectiv stocarea acestor date. Pentru determinarea turație arborelui de distribuție a fost necesară realizarea unei scheme bloc suplimentară (Figura 5.37). Această aplicație contorizează numărul de impulsuri generate de encoder, într-un interval finit de timp, obținând astfel frecvența, iar în final prin multiplicare cu 60, se obține turația arborelui de distribuție. 59

62 Figura 5.38: Schema bloc utilizată pentru măsurarea cu traductoarele de accelerație Figura 5.37: Schema bloc utilizată pentru măsurarea turației arborelui de distribuție [128, 129] 60

63 În Figura 5.38 este prezentată schema bloc a dispozitivului virtual de măsură utilizat la achiziția datelor provenite de la traductoarele de accelerație. Această schemă este împărțită în trei zone distincte: Achiziție Date, Calibrare Accelerometre și Filtrare+Salvare Date. Prima zonă simbolizează interfața placă de achiziție-calculator. Cu ajutorul acestei pictograme au fost selectate canalele de pe care se realizează achiziția datelor respectiv tipul canalului analogic sau digital și rata de eșantionare. În zona denumită Calibrare Accelerometre s-a realizat un reglaj, pe fiecare canal înregistrat, pentru aducerea semnalului în jurul linei de 0. După realizarea reglajelor prezentate mai sus, semnalele provenite de la traductoarele de accelerație au fost filtrate, apoi salvate în fișiere de tip text. Figura 5.39: Panoul de control al modulului utilizat pentru măsurarea turaţiei Figura 5.40: Schema bloc utilizată pentru determinarea poziției unghiulare a arborelui de distribuție Datele referitoare la poziția unghiulară a arborelui de distribuție au fost salvate separat în alt fișier față de datele obținute de la traductoarele de accelerație. Sincronizarea datelor s-a realizat ulterior, acestea având aceeași baza de timp [130] METODICA CERCETĂRII EXPERIMENTALE A VIBRAȚILOR TRANSVERSALE ALE CULBUTORULUI CU ROLĂ CU REGLARE HIDRAULICĂ A JOCULUI Cercetările experimentale desfășurate pentru determinarea accelerației laterale a culbutorului cu rolă au presupus parcurgerea unui număr etape. Prima dintre ele a fost cea de calibrare a senzorilor de accelerație, temperatură și presiune. Calibrarea a fost realizată cu echipamente auxiliare, în cazul senzorului de accelerație, prin intermediul excitatorului de tip Brüel&Kjær 4294, iar în cazul senzorilor de presiune și temperatură cu ajutorul documentației tehnice, care a însoțit aceste dispozitive. A doua etapă a cercetării experimentale a constat în testarea echipamentului de măsură. Testul a presupus punerea în funcțiune a echipamentului de 61

64 măsură și realizarea unor măsurători preliminare pentru stabilirea unor parametri de măsurare precum rata de achiziție și durata testului [65 ]. Înainte de a realiza măsurătorile experimentale pe standul de încercări a fost necesară dezvoltarea unui plan de încercări, precum cel din Tabelul Tabelul 5.13: Planul de încercări experimentale Nr.crt Turația arborelui de distribuție [rpm] 0,3 [MPa] Timpul alocat fiecărui test a fost calculat în așa fel încât fiecare măsurătoare să cuprindă 15 rotații ale a arborelui de distribuție. Ultima etapă a cercetării experimentale a constat în măsurarea propriu zisă a accelerației laterale a culbutorului cu rolă, in timp ce parametrii ca: turația arborelui de distribuție, presiunea și temperatura uleiului din instalație au fost variați conform planului de încercări experimentale CALCULUL ERORILOR Presiune ulei Temperatură ulei Timpul alocat 0,35 [MPa] 0,4 [MPa] 0,45 [MPa] 60 [ C] 80 [ C] 95 [ C] testului [s] , , , , , ,6 Indiferent de tipul măsurătorii, în practică, repetarea măsurătorii în aceleași condiții duce la rezultate diferite între ele. Diferența dintre rezultatele măsurate este datorată faptului că fiecare măsurătoare este însoțită de erori. Acestea sunt cauzate de calibrarea incorectă a echipamentului de măsură, imposibilitatea citirii corecte a măsurătorii sau datorită variației inerente a mărimii fizice măsurate. Deplasarea laterală a culbutorului a fost determinată prin calcul pornind de la valoarea accelerației laterale, mărime măsurată pe standul de încercări. Fiecare măsurătoarea a constat în înregistrarea unui număr de 15 cicluri a accelerației laterale a culbutorului. În cazul de față este exemplificat calculul erorilor pentru un test realizat în următoarele condiții: turația de antrenare a arborelui de distribuție 350 [rpm], temperatura uleiului de 80 [ C] și presiunea acestuia de 0,3 [MPa]. Astfel, pentru un şir de N măsurători de egală precizie, valoarea cea mai probabilă a mărimii măsurate se poate determina cu ajutorul mediei aritmetice a rezultatelor obţinute: 15 1 x x i. (5.7) 15 i 1 Utilizarea mediei aritmetice pentru determinarea valorii mărimii măsurate prezintă marele avantaj că eroarea este mai mică de N ori decât cea a unei măsurători individuale. În cazul în care numărul de repetări al măsurătorii este mai mare de 10, eroarea mediei aritmetice este dată de eroarea pătratică medie: 1 15 x i 2 i 1 15(15 1) ( x ). (5.8) 62

65 Această eroare caracteriză precizia măsurătorilor și este în strânsă legătură cu numărul de măsurători ce trebuie efectuate. De asemenea, eroarea pătratică a mediei aritmetice arată numărul de zecimale ce trebuie păstrat de către valoarea mediei aritmetice pentru exprimarea rezultatului. După calculul erorii pătratice, rezultatul final al unui șir de măsurători se poate scrie astfel: Precizia măsurătorilor experimentale poate fi caracterizată și prin intermediul erorii relative ɛ x, eroare ce ține cont de alegerea erorii absolute a instrumentelor de măsură. Rezultatul măsurătorilor fiind considerat corect doar în cazul în care ɛ x 1%. Eroarea relativă poate fi calculată cu următoarea expresie: În acest exemplu, eroarea relativă a măsurătorilor experimentale are valoarea de 0,002, ea reprezentând 0,82 % din valoarea mărimii măsurate, concluzionând astfel că erorile de măsurare au fost în limite admisibile CONCLUZII x x 0,25 0,0005 Pentru cercetarea experimentală a factorilor cu o influentă negativă asupra vibrației transversale a culbutorului, autorul a realizat un stand de încercări. Acesta, constă dintr-o chiulasă antrenată mecanic la care este conectat un circuit hidraulic ce poate modifica parametrii fluidului de lucru precum presiunea și temperatura uleiului din instalație. De asemenea turația de antrenare a arborelui de distribuție a fost modificată prin intermediul unui motor electric trifazat comandat de un invertor de frecvență. Măsurarea vibrației laterale a culbutorului cu rolă s-a realizat cu ajutorul unui senzor de accelerație montat pe partea laterală a culbutorului cu rolă. Pentru a diminua erorile de măsurare datorate vibrației standului de încercări a fost necesară montarea unui accelerometru pe chiulasă pe aceeași direcție cu cel amplasat pe culbutor. De asemenea, în timpul măsurătorilor experimentale au fot înregistrați si parametrii precum: presiunea și temperatura uleiului, turația și poziția unghiulară a arborelui de distribuție. Pe talerul supapei a fost montat un al-trei-lea accelerometru cu scopul înregistrării legii de ridicare a supapei, lege care a fost utilizată ulterior pentru a valida modelul teoretic. În concluzie măsurătorile au fost realizare cu precizie ridicată lucru confirmat de calculul erorilor care s-a încadrat în valorile admise. 6. CERCETAREA EXPERIMENTALĂ A VIBRAȚIEI TRANSVERALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ În cadrul cercetărilor experimentale realizate pe standul de încercări a fost studiat și comportamentul dinamic al supapei în funcție de turația arborelui de distribuție, presiunea și temperatura uleiului, din circuitul hidraulic. După cum se poate observa în Figura 6.1, la turații mici ale arborelui de distribuție, odată cu creșterea presiunii din instalația de ungere accelerația supapei scade, mai ales pe porțiunea corespunzătoare a flancului ascendent al profilului de camă, lucru cu o influență benefică pentru funcționarea mecanismului de distribuție. De asemenea, pe intervalul [ RAD], la temperaturi scăzute ale uleiului din instalație, odată cu majorarea presiunii acestuia, accelerația supapei are o tendință descrescătoare, după cum se poate observa în Figura 6.2 și Figura 6.3. Creșterea temperaturii uleiului are o influență pozitivă asupra accelerației supapei (Figura 6.4), acest lucru datorându-se faptului că pivotul hidraulic începe să aibă o funcționare normală. 63 (5.9) 0,0005 x 0,002 (5.10) x 0,2505

66 Figura 6.1: Accelerația supapei la turația arborelui cu came de 500[ rpm] și temperatura uleiului de 60 [ C] În concluzie, se poate afirma că modificarea presiunii și temperaturii uleiului din circuitul hidraulic poate influența comportamentul dinamic al supapei, acest lucru fiind posibil datorită faptului că mecanismul de distribuție cercetat are în componență și un element hidraulic. Figura 6.5: Accelerația supapei la turația arborelui cu came de 1000[ rpm] și presiunea uleiului de 0,4 [MPa] 64

67 Figura 6.6: Accelerația supapei la turația arborelui cu came de 1000[ rpm] și presiunea uleiului de 0,3 [MPa] 6.1. CERCETAREA INFLUENȚEI TURAȚIEI ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ În cadrul testelor experimentale turația a fost variată în intervalul [rpm]. Valoarea minimă a turației arborelui de distribuție corespunde turației de ralanti a motorului cu ardere internă. Datorită faptului că motorul cu ardere internă funcționează în majoritatea timpului în intervalul de turație [rpm] s-a optat pentru cercetarea influenței turației asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă în acest interval. Figura 6.7: Accelerația transversală a culbutorului înregistrată la turația de 1000 [rpm] a arborelui de distribuție În Figura 6.7 este prezentată accelerația laterală a culbutorului, măsurată la turația de 1000 [rpm] a arborelui de distribuție, la o presiune de 0,35 [MPa] și o temperatură de 80 [ C] a uleiul din instalația de ungere. Alura curbei de accelerație laterală a culbutorului cu rolă este asemănătoare ca formă cu cea a accelerației supapei, acest lucru indicând faptul că legea de 65

68 deplasare laterală a culbutorului variază în același mod ca legea de ridicare a supapei. Deplasarea laterală a culbutorului a fost determinată prin integrarea curbei de accelerație de 2 ori. În Figura 6.8 este prezentată influența turației de antrenare a arborelui de distribuție asupra deplasării laterale a culbutorului cu rolă. Datele prezentate în această figură au fost obținute la testele la care uleiul din instalația de ungere a avut o presiune de 0,35 [MPa] și temperatură de 80 [ C]. La acest regim de încercare, deplasarea laterală a culbutorului a variat în intervalul 0, [mm], pe toată plaja de turații a arborelui de distribuție, valoarea maximă înregistrându-se la turația de 1500 [rpm] iar cea minimă la 500 [rpm]. O concluzie inițială este aceea că deplasarea laterală a culbutorului cu rolă este dependentă de turația de antrenare a arborelui de distribuție, ea majorându-se odată cu creșterea acesteia. Distanța maximă dintre capătul tijei supapei și ghidajele culbutorului cu rolă, la mecanismul încercat, este de 0.4 [mm]. În concluzie, deplasarea culbutorului cu rolă cu o valoare mai mare de 0,4 [mm] poate duce la perturbarea funcționării normale a acestuia. Figura 6.8: Influența turației arborelui de distribuție asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă 6.2. CERCETAREA INFLUENȚEI PRESIUNII ULEIULUI ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ În cazul studiului experimental pentru determinarea influenței presiunii uleiului asupra vibrației transversale a culbutorului, presiunea din instalația de ungere a fost modificată în intervalul 0,3 0,45 [MPa]. De asemenea, în acest timp, temperatura uleiului și turația de antrenare a arborelui de distribuție au fost menținute constante. În timpul funcționării motorului cu ardere internă, presiunea din instalația de ungere poate atinge valori în intervalul [MPa]. Această variație este datorită faptului că pompa de ulei este antrenată mecanic de către arborele cotit și astfel, orice modificare de turație a motorului influențează dect turațiira de antrenare a acesteia. În Figura 6.9 este prezentată variația deplasării laterale a culbutorului cu rolă în funcție de presiunea din instalația de ungere, la diferite turații ale arborelui de distribuție și la temperatura uleiului de 80 [ C]. După cum se poate observa în figura de mai sus, deplasările laterale ale culbutorului cu rolă au variat în intervalul 0,24 0,39 [mm], valorile maxime înregistrându-se la presiunea de 0,35 [MPa], aproape pe toată plaja de turație, excepție făcând turația de 350 [rpm]. La această turație valoarea maximă a deplasării laterale a culbutorului a fost atinsă la o presiune a uleiului de 0,4 [MPa]. După cum se poate observa În Figura 6.9, la presiunea de 0,4 [MPa] deplasările laterale ale culbutorului au o amplitudine redusă comparativ cu cele obținute la regimurile de încercare la care presiunea din instalație a avut valoarea de 0,35 și 0,45 [MPa]. 66

69 Figura 6.9: Influența presiunii uleiului din instalația de ungere asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă tu=80 [ºC] Astfel, se poate concluziona că la această presiune culbutorul cu rolă funcționează cel mai stabil. De asemenea, pentru ca deplasarea laterală a culbutorului cu rolă să nu aibă amplitudini mari, presiunea din instalația de ungere trebuie să nu atingă valorile de 0,35 [MPa] respectiv 0,45 [MPa]. Rezultatele prezentate în Figura 6.10 au fost obținute la temperatura de 95 [ C]. Acestea au relevat faptul că odată cu modificarea presiunii uleiului din instalația de ungere în jurul valorii de 0,4 [MPa], are loc majorarea amplitudinii mișcării laterale a culbutorului cu rolă. În cazul turației de 350 [rpm] se poate observa că deplasarea maximă s-a înregistrat când presiunea uleiului a atins valoare de 0,45 [MPa]. La acelaș regim de turație, dar la o presiune a uleiului de 0,4 [MPa], deplasarea laterală a culbutorului a avut valoarea minimă de 0,2 [mm]. Începând cu turația de 750 [rpm] până la turația maximă de antrenare a arborelui de distribuție, valorile deplasărilor laterale ale culbutorului au variat în intervalul 0,245 0,39 [mm]. Figura 6.10: Influența presiunii uleiului din instalația de ungere asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă tu=95[ºc] 67

70 Valorile maxime din acest interval corespunzătoare aceleiași turații de antrenare a arborelui de distribuție au fost atinse la presiunea uleiului de 0,35 [MPa]. Se poate observa că odată cu scăderea sau creșterea presiunii uleiului din instalația de ungere, în jurul valorii de 0,4 [MPa], deplasările laterale ale culbutorului cu rolă se majorează. De asemenea, deplasările laterale maxime ale culbutorului cu rolă s-au întâlnit la regimul de funcționare la care presiunea uleiului avea valoarea de 0,35 [MPa]. Concluzia finală ce reiese din această cercetare este că presiunea uleiului din instalație are o influență semnificativă asupra deplasării laterale a culbutorului. Pentru a limita deplasarea laterală a culbutorului cu rolă este necesară menținerea presiunii uleiului la valoarea de 0,4 [MPa]. ca mecanismul să funcționeze cât mai stabil este necesară menținerea presiuni uleiului la valoarea de 0,4 [MPa], pentru ca acestea să aibă valori minime CERCETAREA INFLUENȚEI TEMPERATURII ULEIULUI ASUPRA VIBRAȚIEI TRANSVERSALE A CULBUTORULUI CU ROLĂ Temperatura uleiului din instalația de ungere variază în intervalul [ C], în funcție de regimul de funcționare și de temperatura mediului ambiant. Odată cu scăderea temperaturii uleiului din instalația de ungere crește viscozitatea și astfel pierderile prin frecare se majorează. În schimb, dacă temperatura uleiului crește prea mult față de valoarea optimă, uleiul nu își mai menține proprietățile de ungere, lubrifierea realizându-se defectuos. Acest lucru are ca efect accentuarea uzurii dintre piesele componente ale mecanismului de distribuție. De asemenea, prezența elementului hidraulic în mecanismul de distribuție face ca acesta să fie sensibil la schimbarea proprietăților fizice ale fluidului de lucru. Pentru cercetarea influenței temperaturii uleiului asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă au fost considerate 3 praguri de temperatură, respectiv: 60 [ C], 80 [ C] și 95 [ C]. Figura 6.11: Influența temperaturii uleiului din instalația de ungere asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă pu=0,3 [MPa] În Figura 6.11 sunt prezentate rezultatele măsurătorilor obținute la regimul de încercare la care presiunea a fost menținută constantă în jurul valorii de 0,3 [MPa], iar temperatura uleiului a fost modificată în intervalul [ C]. Putem observa că la tendința cea mai accentuată de 68

71 creștere a deplasării laterale a culbutorului este întâlnită în cazul temperaturii de 95 [ C]. De asemenea, acest trend crescător, odată cu majorarea turației de antrenare a arborelui de distribuție, este întâlnit și în cazul temperaturilor de 60 și 80 [ C], dar cu o rată de creștere vizibil mai mică. Deplasarea laterală a culbutorului cu rolă a fluctuat în intervalul 0,18 0,38, valorile maxime fiind atinse la temperatura de 95 [ C], începând cu turația de 750 [rot/min]. Figura 6.12: Influența temperaturii uleiului din instalația de ungere asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă pu=0,35 [MPa] Odată cu modificarea condițiilor de încercare, menținând presiunea uleiului la o valoare aproximativ constantă de 0,35 [MPa], deplasarea laterală a culbutorului cu rolă a avut o evoluție precum cea prezentată în Figura În cazul acestui regim de încercări se poate observa că deplasarea laterală a culbutorului cu rolă se majorează odată cu creșterea temperaturii uleiului din instalația de ungere, ratei de creștere cea mai accentuată întâlnindu-se la temperatura de 95 [ C]. Valoarea deplasării laterale a culbutorului a variat în intervalul 0,21 0,39 [mm], valorile maxime înregistrându-se la temperaturi ale uleiului mai mari de 60 [ C], pe plaja de turație [rot/min]. Figura 6.13: Influența temperaturii uleiului din instalația de ungere asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă pu=0,4 [MPa] 69

72 Figura 6.13 prezintă modul de variație al deplasării laterale a culbutorului cu rolă, la regimul de încercare la care presiunea a fost menținută constantă în jurul valorii de 0,4 [MPa]. Se poate observa că la această presiune, creșterea temperaturii uleiului are o influență pozitivă asupra deplasării laterale, astfel amplitudinea acesteia înregistrând valori reduse cu creșterea pragului de temperatură, excepție făcând doar curba tu=95 [ C], în intervalul de turație [rot/min]. De asemenea, se poate menționa că la presiunea de 0,4 [MPa] deplasarea laterală a culbutorului cu rolă a atins valori reduse pe toată plaja de temperatură, comparativ cu celelalte regimuri, aceasta având valoarea maximă de 0,32 [mm]. Astfel, la regimuri de presiune mai mici de 0,4 [MPa], creșterea valorii temperaturii uleiului are ca rezultat majorarea amplitudinii deplasării laterale a culbutorului. În cazul presiunii de 0,4 [MPa], creșterea temperaturii are o influență benefică asupra deplasării laterale a culbutorului, aceasta diminuându-se considerabil. O explicație a acestui fenomen este aceea că pivotul hidraulic, parte componentă a mecanismului de distribuție, începe să funcționeze corespunzător, datorită faptului că fluidul de lucru atinge parametrii optimi de lucru. De asemenea, rata de creștere cea mai accentuată a deplasării laterale a culbutorului a fost înregistrată la temperatura de 95 [ C], pentru toate presiunile cercetate CORELAREA REZULTATELOR OBȚINUTE ÎN URMA SIMULĂRII CU CELE OBȚINUTE PRIN MĂSURARE PE STANDUL EXPERIMENTAL Figura 6.14: Influența turației de antrenare a arborelui de distribuție, comparație Experimental Virtual Pentru a valida modelul virtual din punct de vedere al deplasării laterale a culbutorului cu rolă a fost necesară compararea rezultatelor obținute pe cale experimentală cu cele rezultate din simulare pentru aceleași influențe studiate. În Figura 6.14 este prezentată comparația între deplasarea laterală a culbutorului cu rolă obținută în mediul virtual și cea măsurată pe standul de încercări experimentale. După cum se poate observa din figura de mai sus, diferența între cele 2 curbe este sub 10%, amândouă prezentând o tendință ascendentă de amplificare a deplasării laterale a culbutorului cu rolă, odată cu creșterea turației de antrenare a arborelui de distribuție. 70

73 În concluzie, putem afirma că din punct de vedere al influenței turației de antrenare a arborelui de distribuție deplasarea laterală a culbutorului obținută în simulare respectă tendința de creștere a curbei măsurată experimental, astfel, modelul virtual putând fi considerat ca fiind valid CONCLUZII Rezultatele obținute în urma măsurătorilor experimentale au relevat faptul că vibrația transversală a culbutorului cu rolă poate fi influențată de condițiile de funcționare a mecanismului de distribuție precum regimul de turație al arborelui de distribuție și de proprietățile fluidului de lucru, respectiv a uleiului din instalația hidraulică. În urma cercetărilor experimentale a rezultat faptul că turația arborelui de distribuție are o influență majoră asupra vibrației transversale a culbutorului, aceasta din urmă având o tendință de creștere odată cu majorarea regimului de turație. În cazul influenței presiunii uleiului asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă se poate concluziona că presiunea uleiului din instalație are o influență semnificativă asupra acesteia și că mecanismul funcționează stabil când presiunea uleiului din instalație este la valoarea de 0,4 [MPa]. De asemenea, temperatura uleiului din instalația de ungere joacă și ea un rol foarte important, în cazul regimurilor de presiune mai mici de 0,4 [MPa], creșterea valorii temperaturii uleiului are ca rezultat majorarea amplitudinii deplasării laterale a culbutorului iar în cazul presiunii de 0,4 [MPa] creșterea temperaturii are o influență benefică asupra deplasării laterale a culbutorului, aceasta diminuându-se considerabil. În concluzie se poate afirma că vibrația laterală a culbutorului cu rolă este rezultatul unui cumul de factori atât funcționali cât și constructivi. 7. CONCLUZII FINALE, CONTRIBUȚII ORIGINALE, DISEMINAREA REZULTATELOR ȘI DIRECȚII VIITOARE DE CERCETARE 7.1. CONCLUZII FINALE Studiile teoretice și cercetările experimentale realizate pe parcursul elaborării tezei de doctorat, în domeniul mecanismelor de distribuție, au permis emiterea unei serii de concluzii. Literatura de specialitate a relevat faptul că majoritatea mecanismelor ce echipează motorul cu ardere internă sunt de tip cu acționare indirectă, respectiv variata constructivă cu culbutor cu rolă și reglare hidraulică a jocului. De asemenea, cea mai frecventă defecțiune a acestui tip de mecanism de distribuție este reprezentată de saltul culbutorului, fenomen ce are ca efect scoaterea din funcțiune a motorului cu ardere internă. În concluzie, pentru a mări durata de funcționare a motorului cu ardere internă este absolut necesară studierea factorilor care influențează negativ fenomenul de vibrație laterală a culbutorului cu rolă. Vibrația laterală a culbutorului cu rolă a fost măsurată pe un mecanism de distribuție cu acționare indirectă a supapei de evacuare, datorită simplității constructive și anume lipsa sistemelor de control al legii de ridicare. Astfel, rezultatele obținute din cercetările teoretice și experimentale, desfășurate pe acest mecanism de distribuție, au relevat faptul că: turația arborelui de distribuție reprezintă un factor foarte important de influență asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă, deoarece odată cu creșterea acesteia are loc amplificarea deplasării laterale a culbutorului cu rolă; 71

74 presiunea uleiului din instalația de ungere reprezintă de asemenea un factor cu o influență majoră asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă, deplasarea laterală a culbutorului amplificându-se, în deosebi când presiunea din instalație este diferită de valoarea de 0,4 [MPa]. temperatura uleiului din instalația de ungere joacă și ea un rol foarte important în funcționarea stabilă a culbutorului cu rolă și reglare hidraulică a jocului. În cazul regimurilor de presiune mai mici de 0,4 [MPa], creșterea valorii temperaturii uleiului are ca rezultat majorarea amplitudinii deplasării laterale a culbutorului iar în cazul presiunii de 0,4 [MPa] creșterea temperaturii are o influență benefică asupra deplasării laterale a culbutorului, aceasta diminuându-se considerabil; Jocul din ghidul supapei are o influență relativ mică asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă, dar trebuie luată în calcul deoarece acest fenomen este datorat unui cumul de factori de influență; tipul arcului de supapă influențează fenomenul de vibrație transversală a culbutorului cu rolă, odată cu majorarea rigidității acestuia se poate observa o creștere în amplitudinea deplasării laterale a culbutorului cu rolă; Se poate afirma că fenomenul de vibrație laterală a culbutorului cu rolă este influențat de o serie de factori atât constructivi cât și funcționali, în proporții diferite CONTRIBUȚII ORIGINALE În cadrul tezei de doctorat intitulată : CERCETAREA VIBRAȚIILOR TRANSVERSALE ALE UNUI CULBUTOR CU ROLĂ CU REGLARE HIDRAULICĂ A JOCULUI au fost aduse următoarele contribuții personale: Identificarea factorilor care pot influența negativ vibrația laterală a culbutorului cu rolă; Elaborarea unui model multidimensional, în soft-ul LMS VIRTUAL Lab, cu ajutorul căruia a fost posibil studiul teoretic al factorilor funcționali și constructivi ce influențează negativ vibrația transversală a culbutorului cu rolă; Realizarea unui stand de încercări experimentale prin intermediul căruia s-a putut măsura vibrația laterală a culbutorului cu rolă; Elaborarea metodologiei și programului de încercări experimentale și teoretice; Validarea rezultatelor teoretice cu cele experimentale DISEMINAREA REZULTATELOR Rezultatele obținute pe parcursul activității de cercetare desfășurate pentru elaborarea tezei de doctorat intitulată: CERCETAREA VIBRAȚIILOR TRANSVERSALE ALE UNUI CULBUTOR CU ROLĂ CU REGLARE HIDRAULICĂ A JOCULUI au fost prezentate în cadrul unor conferințe internaționale din domeniul autovehiculelor precum și în jurnale recunoscute B+. Astfel, s-au publicat un număr de 16 articole: Sandu, G., Cofaru, C., Jelenschi, L., Radu, Ș., Multybody Analysis of the Finger Follower Valve Train System, Proceedings Innovative Solutions for Automotive Vehicles, Volume I, 2010, pag Cosgarea, R., Cofaru, C., Aleonte, M., Scutaru, M.L., Jelenschi, L., Sandu, G., "An Approach for Modeling the Valve Train System to Control the Homogeneous Combustion in a Compression Ignition Engine", 3rd WSEAS International Conference: Recent Researches in Neural Networks, Fuzzy Systems, Evolutionary Computing & Automation, Brasov, 2011, pp

75 Cosgarea, R., Cofaru, C., Aleonte, M., Sandu, G., An Approach for Modelling the Homogeneous Charge Compression Ignition (HCCI) Combustion Using the Vibe Functions, prezentată la International Congres on Automotive-CAR2011, Pitesti, Romania, Radu, Ş., Vlase, S., Scutaru, L., Sandu, G., An Analytical Evaluation of Hard Coatings for Engine Components Based on Surface Quality Analysis, Recent Researches in Computational Techniques, Non-Linear Systems & Control, WSEAS Press, 2011, pp Jelenschi, L., Cofaru, C., Sandu, G., Analyzing a direct acting valve train system, 3rd WSEAS International Conference on Manufacturing Engineering, Quality and Production, Brasov, 2011, pag Aleonte, M., Cofaru, C., Cosgarea, R., Scutaru, M., L., Jelenschi, L., Sandu, G., "Experimental Researches of Fuelling Systems and Alcohol Blends on Combustion and Emissions in a Two Stroke SI Engine " in Proc. Recent Researches in Neural Networks, Fuzzy Systems, Evolutionary Computing & Automation, U. "Transilvania", Brasov, 2011, pp Radu, Ş., Sandu, G., Buzea, D., Determining a Test Setup Configuration for Experimental Investigations of Internal Combustion Engine Components, prezentată la The 4th International Conference Computational Mechanics and Virtual Engineering COMEC, Sandu, G., Corneliu, C., Jelenschi, L., Radu, Ș., Cosgarea, R., OHC Indirect Acting Valve Train Simulation,The Automobile and the Environment: International Congress of Automotive and Transport Engineering CONAT Newcastle upon Tyne: Cambridge Scholars Publishing, Aleonte, M., Cosgarea, R., Cofaru, C., Jelenschi, L., Sandu, G., Research on Combustion and Exhaust Emissions of Alcohol Blends in a Two-Stroke SI Engine,The Automobile and the Environment: International Congress of Automotive and Transport Engineering CONAT Newcastle upon Tyne: Cambridge Scholars Publishing, Sandu, G., Cofaru, C., Săcăreanu, S., Jelenschi, L., Research of the Engine s Speed Influence on the Intake Process of a Naturally Aspirated Engine, Bulletin of the Transilvania University of Braşov, Series I: Engineering Sciences,Vol. 4 (53), pag , Jelenschi, L., Cofaru, C., Sandu, G., Aleonte, M., State of the art of engine valve and tappet rotation, Bulletin of the Transilvania University of Brasov, Vol. 4 (53) No.1, p.6, Sandu, G., Cosgarea, R., Cofaru, C., Jelenschi, L., Aleonte,M., "The impact of the valve variable timing upon the pumping work in the internal combustion engine", prezentată la International Congres on Automotive-CAR2011, Pitesti, Romania, Jelenschi, L., Cofaru, C., Sandu, G., Radu, I.S., Cosgarea, R., Aleonte, M., The necessity for rotational movement of valve and tappet in internal combustion engines, prezentată la International Congres on Automotive-CAR2011, Pitesti, Romania,

76 Jelenschi, L., Cofaru, C., Sandu, G., "Investigating the hydraulic tappet rotation for a direct acting valve train", Bulletin of the Transilvania University of Braşov, vol. 5(54) No. 1, pp , Jelenschi, L., Cofaru, C., Sandu, G., "Investigating the effects of oil pressure on valve rotation for a direct acting valve train", Recent, vol. 13(35) No. 2, pp , Jelenschi, L., Cofaru, C., Sandu, G., "Determining the influence of oil temperature on valve rotation for a direct acting valve train", Annals of the Oradea University. Fascicle of Management and Technological Engineering, vol. XI(XXI) No. 1, pp , DIRECȚII VIITOARE DE CERCETARE Rezultatele obținute, până în prezent, în urma cercetării vibrației transversale a culbutorului cu rolă permit dezvoltarea de noi direcții de cercetare precum: Includerea în studiul teoretic şi experimental a unor culbutori cu rolă cu geometrii diferite; Cercetarea experimentală a altor factori cu o influenţă asupra vibraţiei transversale a culbutorului cu rolă precum: jocul din ghidul supapei, tipul arcului de supapă, forma profilului de camă, etc.; Elaborarea unui model virtual care să țină cont de elasticitatea culbutorului cu rolă; Realizarea de cercetări experimentale la regimuri de turație mai mari de 1500 [rot/min], a arborelui de distribuție; Optimizarea standului de încercări experimentale prin înlocuirea transmisiei cu lanț cu un cuplaj mecanic cu discuri; Utilizarea unui accelerometru triaxial pentru a determina caracterul dinamic al culbutorului cu rolă după toate cele 3 axe; Cercetarea vibrației transversale a culbutorului cu rolă direct pe un motor cu ardere internă. 74

77 8. BIBLIOGRAFIE [1] *** Citroën C5 Owner s Handbook. Disponibil la: Data accesării: [2] B. Grunwald, Teoria, Calculul și Construcția Motoarelor pentru Autovehicule Rutiere. București: Editura Didactică și Pedagogică, [3] R. Cosgarea, Cofaru, C., Aleonte, M., Scutaru, M.L., Jelenschi, L., Sandu, G., "An Approach for Modeling the Valve Train System to Control the Homogeneous Combustion in a Compression Ignition Engine," in 3rd WSEAS International Conference: Recent Researches in Neural Networks, Fuzzy Systems, Evolutionary Computing & Automation, Brasov, 2011, pp [4] R. Cosgarea, Cofaru, C., Aleonte, M., Sandu, G., "An Approach for Modelling the Homogeneous Charge Compression Ignition (HCCI) Combustion Using the Vibe Functions," presented at the International Congres on Automotive-CAR2011, Pitești, România, [5] G. Sandu, Cofaru, C., Săcăreanu, S., Jelenschi, L., "Research of the Engine s Speed Influence on the Intake Process of a Naturally Aspirated Engine." vol. 53, ed: Bulletin of the Transilvania University of Braşov, 2011, pp [6] G. Sandu, Cosgarea, R., Cofaru, C., Jelenschi, L., Aleonte, M., "The impact of the valve variable timing upon the pumping work in the internal combustion engine," presented at the International Congres on Automotive-CAR2011, Pitești, Romania, [7] *** Technical Bulletin - Engine Miss/Noise at Start-Up On , Ford 4.6, 5.4 & 6.8L SOHC Engines. Disponibil la: Data accesării: [8] *** The Two Stroke Engine. Disponibil la: Data accesării: [9] G. Bobescu, Cofaru, C., Chiru, A., Radu, Al., Ene, V., Guber, I., Scalnâi, V., Motoare pentru Automobile și Tractoare. Chișinău: Editura Tehnică, [10] M. Aleonte, Cofaru, C., Cosgarea, R., Scutaru, M., L., Jelenschi, L., Sandu, G., "Experimental Researches of Fuelling Systems and Alcohol Blends on Combustion and Emissions in a Two Stroke SI Engine," in 3rd WSEAS International Conference: Recent Researches in Neural Networks, Fuzzy Systems, Evolutionary Computing & Automation, Brașov, 2011, pp [11] M. Aleonte, Cosgarea, R., Cofaru, C., Jelenschi, L., Sandu, G., "Research on Combustion and Exhaust Emissions of Alcohol Blends in a Two-Stroke SI Engine " The Automobile and the Environment: International Congress of Automotive and Transport Engineering CONAT Newcastle upon Tyne: Cambridge Scholars Publishing, [12] B. J. Heywood, Internal combustion engine fundamentals. New York: McGraw Hill, [13] *** Timing Chain Sets. Disponibil la: Data accesării: [14] *** Timing Chain Sprocket Assembly. Disponibil la: Data accesării: [15] *** Valve Train Timing Tooth Belt. Disponibil la: &bih=543&tbm=isch&tbnid=m5BFaMavdttvjM:&imgrefurl= /vb/showthread.php%3ft%3d288372&docid=bvrhcpubpaplbm&imgurl= 75

78 rivercityroad.com/garage/pics/belt_view.jpg&w=800&h=1250&ei=he8aujdho5dbta bm- IB4&zoom=1&iact=rc&dur=386&sig= &page=56&tbnh=157& tbnw=98&ndsp=16&ved=1t:429,r:8,s:828,i:129&tx=44&ty=78. Data accesării: [16] *** Assembling the Gear Train. Disponibil la: %20Restoration/4.03%20Timing%20Case/timing%20case%20before%20plate.jpg. Data accesării: [17] *** Chamshaft. Disponibil la: Data accesării: [18] H. Heisler, Advanced Engine Technology. London: Hodder Headline Group, [19] *** Lobe Terminology. Disponibil la: Data accesării: [20] *** Valve Train Components-Valve Train Components. Disponibil la: blications/automotiveaftermarket/brochure_1/downloads_5/ina_tec_brochure_valve_ Train_Comp_de_en.pdf. Data accesării: [21] R. Abell, "Title," unpublished. [22] P. Kreuter, Maas, G., "Title," unpublished. [23] INA-Schaeffler KG, Valvetrains for Internal Combustion Engines. Ausburg: Himmer, [24] *** Valve. Disponibil la: Data accesării: [25] R. Lewis, Dwyer-Joyce, R., Automotive Engine Valve Recession. Hoboken: John Wiley & Sons, [26] L. Jenkins, Larson, J., "Title," unpublished. [27] *** Valve Guide. Disponibil la: Data accesării: [28] *** Valve Seat Cutting Newen Fixed-Turning Machine. Disponibil la: Data accesării: [29] D. Dooley, Trudeau, T., Bancroft, D., "Materials and Design Aspects of Modern Valve Seat Inserts," in Proceedings of Internation Symposium on Valve System Design and Materials, ASM International, OH, [30] *** Analysis of the Systems of Current Valves. Disponibil la: Data accesării: [31] *** OHV, OHC, SOHC and DOHC Engine Design. Disponibil la: Data accesării: [32] *** OHV, OHC or SOHC & DOHC ENGINES. Disponibil la: Data accesării: [33] *** Valvetrain Systems. Disponibil la: Data accesării: [34] M. Oprean, I., Automobilul Modern. București: Editura Academiei Române, [35] *** Valvetronic BMW. Disponibil la: Data accesării: [36] R. Flierl, Kluting, M., "Title," unpublished. [37] H. Unger, "Valvetronic - Experience from 7 Years of Series Production and a Look into the Future," presented at the 29th International Vienna Motor Symposium, Vienna, [38] *** BMW Valvetronic. Disponibil la: Data accesării:

79 [39] *** A BMW Valvetronic Szerelése 1. Rész. Disponibil la: Data accesării: [40] *** Powertrain Systems-Gasoline Engine Management Systems-Delphi 2-Step Valve Lift System. Disponibil la: Data accesării: [41] M. Sellnau, Kunz, T., Sinnamon, J., Burkhard, J., "Title," unpublished. [42] *** Toyota Valvematic Technology. Disponibil la: Data accesării: [43] J. Harada, "The new L4 Gasoline Engines with Valvematic System," presented at the 29th International Vienna Motor Symposium, Vienna, [44] *** Audi Valve Lift System Main 011. Disponibil la: Data accesării: [45] *** Audi Valvelift. Disponibil la: Data accesării: [46] *** Finger Follower with Hydraulic Pivot Element. Disponibil la: /mot3200/mot3210/mot3212/mot3212.jsp. Data accesării: [47] Ş. Radu, Vlase, S., Scutaru, L., Sandu, G, "An Analytical Evaluation of Hard Coatings for Engine Components Based on Surface Quality Analysis," Recent Researches in Computational Techniques, Non-Linear Systems & Control, WSEAS Press, pp , [48] *** Valve Train Components - Technology - Failure Diagnosis. Disponibil la: blications/automotiveaftermarket/brochure_1/downloads_5/ina_tec_brochure_valve_ Train_Comp_en.pdf. Data accesării: [49] *** Vibrații. Disponibil la: Data accesării: [50] Y. Wang, Introduction to Engine Valvetrains. Warredale: SAE International, [51] *** Troubleshoot Low Oil Pressure. Disponibil la: Data accesării: [52] *** Radium Attends SCCA Packwood, WA Autocross Event. Disponibil la: Data accesării: [53] T. Mang, Bobzin, K., Bartels, T., Industrial Tribology - Tribosystems, Friction, Wear and Surface Engineering, Lubrification. Weinheim: John Wiley & Sons, [54] *** Transport Properties of Organic Liquids. Disponibil la: [ ZOwp&sig=Jz0L4j- S1vzwjCr0XLUlPaoAYhM&hl=ro&sa=X&ei=VQTvT6ysCYfmtQan17zzDg&ved=0CI ABEOgBMAk#v=onepage&q=andrade's%20equation&f=false]. Data accesării: [55] *** Camshaft Basics Spring Surge. Disponibil la: Data accesării: [56] U. Adler, Automotive Handbook. Stuttgart: Robert Bosch GmbH, [57] SAE-HS-795, Manual on Design and Application of Helical and Spiral Springs. Warrendale: Society of Automotive Engineers,

80 [58] H. Sakai, Kosaki, H., "Analysis of Valve Motion in Overhead Valve Linkages-Roles of Valve Spring Surge in Valve Motion," Journal of the Faculty of Engineering, pp , [59] H. Rothbart, A., Cam Design Handbook: McGraw-Hill, [60] C. Fan, Mechanics and Design of Cam Mechanisms. New York: Pergamon Press, [61] C. Onescu, Popa, N., Vieru, I., "The Influence of the Cam Profile Design on the Cam and Tappet Hertz Stresses and Wear." vol. 1, ed: Machine Design, 2010, pp [62] R. Tichánek, Fremut, D., Čihák, R., "The Over-Head Cam (OHC) Valve Train Computer Model," in XXXVI KoKa - Konference kateder a pracovišť spalovacích motorů českých a slovenských vysokých škol, Praha, 2005, pp [63] A. Linke, Ludwig, F., Handbuch - TRW Motorenteile. Barsinghausen: TRW Motorenkomponenten, [64] H. Jeon, S., Park, K., J., Park, Y., S., "An Optimal Cam Profile Design Considerng Dynamic Characteristics of Cam-Valve System," Experimental Mechanics, p , [65] O. Câmpian, Șoica, A., Încercarea și omologarea autovehiculelor.. Brașov: Editura Universității Transilvania, [66] L. Norton, R., Machine Design, An Integrated Approach. New Jersey: Prentice Hall, [67] R. Norton, L., Mosier R., G., Cam Design and Manufacturing Handbook. New York: Industrial Press Inc., [68] H. Rothbart, A., Cam Design, Dynamics and Accuracy. New York: John Wiley and Sons, [69] H. Rothbart, A., Brown, T., Mechanical Design Handbook-Second Edition. New York: McGraw-Hill, [70] M. Turkish, Valve Gear Design, A Handbook for Designers and Engineers to Aid in the Design of Cams, Tappets and Springs for the Valve Gear of Internal Combustion Engines. Detroit: Eaton, [71] D. Popa, "The Influence Of Cams External Groove In Cam-Follower Mechanism Functioning," presented at the International Congres on Automotive-CAR2011, Pitești, [72] L. Jelenschi, Cofaru, C., Sandu, G., "Analyzing a direct acting valve train system," in 3rd WSEAS International Conference on Manufacturing Engineering, Quality and Production, Brașov, 2011, pp [73] L. Jelenschi, Cofaru, C., Sandu, G., Aleonte, M., "State of the art of engine valve and tappet rotation." vol. 53, ed: Bulletin of the Transilvania University of Brașov, 2011, pp [74] G. Dalpiaz, Rivola, A., "A model for the elastodynamic analysis of a desmodromic valve train," in TENTH WORLD CONGRESS ON THE THEORY OF MACHINES AND MECHANISMS, Oulu, Finland, 1999, pp [75] D. Moreno, Mucchiy, E., Dalpiazy, G., Rivola, A., "Multibody analysis of the desmodromic valve train of the Ducati MotoGP engine," presented at the MULTIBODY DYNAMICS - ECCOMAS Thematic Conference, Milano, [76] A. Pisano, P., Freudenstein, F., "An Experimental and Analytical Investigation of the Dynamic Response of a High-Speed Cam-Follower System, Part 2: A Combined, Lumped/Distributed Parameter Dynamic Model," Journal of Mechanisms, Transmissions, and Automation in Design, Transaction of the ASME, pp , [77] A. G. Radu, Abăitancei, H., Hârceagă, M., Dan, R., Ș., Radu, S., Analiza în Mediu Virtual a Procesului de Admisie în Motorul cu Ardere Internă. Brașov: Editura Universității Transilvania, [78] D. Zou, McCormick, E., "Title," unpublished. [79] J. Bota, Fujimura, T., Takayama, S., "Comparison of MBD Simulation with Measurements for Roller-Finger-Follower with HLA Valve Train System Behavior at Higher Engine Speed," presented at the JSAE Annual Congress, Japan,

81 [80] C. Chan, Pisano, A., "Dynamic Model of Fluctuating Rocker-Arm Ratio Cam System," ASME J. Mech. Trans. Automation in Design, p , [81] L. Jelenschi, Cofaru, C., Sandu, G., Radu, I.S., Cosgarea, R., Aleonte, M., "The necessity for rotational movement of valve and tappet in internal combustion engines," presented at the International Congres on Automotive-CAR2011, Pitești, Romania, [82] L. Jelenschi, Cofaru, C., Sandu, G., "Investigating the hydraulic tappet rotation for a direct acting valve train." vol. 54, ed: Bulletin of the Transilvania University of Braşov, 2012, pp [83] G. Sandu, Cofaru, C., Jelenschi, L., Radu, Ș, "Multybody Analysis of the Finger Follower Valve Train System," Proceedings Innovative Solutions for Automotive Vehicles, vol. I, pp , [84] G. Sandu, Corneliu, C., Jelenschi, L., Radu, Ș., Cosgarea, R., "OHC Indirect Acting Valve Train Simulation," The Automobile and the Environment: International Congress of Automotive and Transport Engineering CONAT Newcastle upon Tyne: Cambridge Scholars Publishing, [85] D. Isaac, H., Y., Chen, J., S., "Dynamic Analysis of a 3D Finger Follower Valve Train System Coupled with Flexible Camshafts," presented at the SAE 2000 World Congress, Detroit, [86] L. Jelenschi, Cofaru, C., Sandu, G., "Investigating the effects of oil pressure on valve rotation for a direct acting valve train." vol. 35, ed: Recent, 2012, pp [87] L. Jelenschi, Cofaru, C., Sandu, G., "Determining the influence of oil temperature on valve rotation for a direct acting valve train." vol. XXI, ed: Annals of the Oradea University. Fascicle of Management and Technological Engineering, 2012, pp [88] A. Schamel, Hammacher, J., Utsch, D., "Title," unpublished. [89] S. YU-Cheng, "Modeling, Verification, Optimal Design of Nonlinear Valve Spring," Master of Science, Departament of Mechanical Engineering, University of Missouri Columbia, [90] J. Choi, Ryu, S., K., Kim, C., W., Choi, J., H., "An efficient and robust contact algorithm for a compliant contact force model between bodies of complex geometry." vol. 1, ed: Multibody System Dynamics, 2010, pp [91] H. Baruth, Analytical Dynamics. Singapore: McGraw-Hill, [92] V. Paradorn, "An Impact Model for the Industrial Cam-Follower System: Simulation and Experiment," Master of Science in Mechanical Engineering Thesis, Departament of Mechanical Engineering, Worcester Polytechnic Institute, Worcester, [93] M. Teodorescu, Taraza, D., "Combined multi-body dynamics and experimental investigation for determination of the cam flat tappet contact condition." vol. 3, ed: Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part K: Journal of Multi-body Dynamics, 2004, pp [94] M. Tounsi, Chaari, F., Walha, L., Fakhfakh, T., Haddar, M., "Dynamic Behavior of a Valve Train System in Presence of Camshaft Errors." vol. 1, ed: WSEAS TRANSACTIONS on APPLIED and THEORETICAL MECHANICS, 2011, pp [95] K. Mobley, R., Plant Engineer s Handbook. Woburn: Butterworth-Heinemann, [96] *** External Gear Pumps F,N, & G Series. Disponibil la: h_m/en/products_mobile_hydraulics/2_external_gear_units_/a_downloads/ra10097_0206 rev3_reduced.pdf. Data accesării: [97] *** Mahle OC 47 oil filter. Disponibil la: Data accesării: [98] *** Mechanical Pressure Measurement. Disponibil la: Data accesării: [99] *** Pressure Relief Valve, Direct Operated, Type DBD. Disponibil la: Data accesării: [100] *** Moeller-Dilem-10. Disponibil la: Data accesării:

82 [101] *** Overload Relays ZB Disponibil la: Data accesării: [102] *** Siguranță Automată Tripolară. Disponibil la: html. Data accesării: [103] *** Elmark EL2-BW 3371 Buton Lampa Verde 24V. Disponibil la: Butoane-si-indicatoare-cu-LED. Data accesării: [104] *** Variator de Frecvență. Disponibil la: Data accesării: [105] *** Technische Beschreibung. Disponibil la: Data accesării: [106] *** Catalog Motoare Electrice Asincrone Trifazate. Disponibil la: asincrone%20trifazate.pdf. Data accesării: [107] *** Y2 Series AC Electric Motor. Disponibil la: china.com/product/wbonutdobsva/china-y2-series-ac-electric-motor-2-2kw-y2-90l-2-.html. Data accesării: [108] *** Helios Flangerd Immersion Heaters. Disponibil la: Data accesării: [109] *** Siguranta Automata Bipolara Moeller 1P-N 4A. Disponibil la: Data accesării: [110] Spider 8 - Operating Manual. Disponibil la: Data accesării: [111] *** Măsurări Electrice și Electronice. Disponibil la: Data accesării: [112] *** Piezoresistive Pressure Transducers. Disponibil la: Data accesării: [113] *** Termorezistența din Platină. Disponibil la: Data accesării: [114] I. Sinclair, R., Sensors and Transducers. Oxford: Butterworth-Heinemann, [115] *** Interactive Catalog. Disponibil la: Data accesării: [116] *** Replacement Pt100 RTD Probes for Connection Head Assemblies. Disponibil la: Data accesării: [117] Ş. Radu, Sandu, G., Buzea, D., "Determining a Test Setup Configuration for Experimental Investigations of Internal Combustion Engine Components," presented at the The 4th International Conference Computational Mechanics and Virtual Engineering- COMEC, [118] M. Husselman, "Modeling and Verification of the Valve Train Dynamics in Engines," Master of Science in Mechanical Engineering Thesis, Departament of Mechanical Engineering, Stellenbosch University, Matieland, [119] *** A Practical Approach to Vibration Detection and Measurement. Disponibil la: Data accesării: [120] R. Togănel, G., Cercetări privind Influența Designului Caroseriei asupra Siguranței Pasive a Automobilelor. Brașov: Editura Universității Transilvania, [121] *** Model 353B18. Disponibil la: Data accesării: [122] *** Piezoelectric Accelerometers. Disponibil la: Data accesării:

83 [123] *** Rotary Encoders. Disponibil la: Data accesării: [124] *** 365C Angle Encoder Set. Disponibil la: Data accesării: [125] *** NI USB Disponibil la: Data accesării: [126] *** Product Data-Calibration Exciter-Type Disponibil la: Data accesării: [127] *** What is LabVIEW? Disponibil la: Data accesării: [128] *** How to Get RPM Measurements from a TTL Signal. Disponibil la: Data accesării: [129] *** LabVIEW 2010 Help. Disponibil la: Data accesării: [130] S. Smith, Digital Signal Processing. California: California Technical Publishing,

84 REZUMAT Scopul acestei lucrări este acela de a identifica factorii cu o influență negativă asupra vibrației laterale a culbutorului cu rolă. În acest sens, în cadrul tezei de doctorat intitulată: CERCETAREA VIBRAȚIILOR TRANSVERSALE ALE UNUI CULBUTOR CU ROLĂ CU REGLARE HIDRAULICĂ A JOCULUI, s-a realizat un studiu critic care a evidențiat o serie de factori cu o influență negativă asupra acestui fenomen. Pentru a stabili gradul de influență a factorilor identificați în urma acestui studiu, s-a realizat un model virtual al mecanismului de distribuție cu acționare indirectă și un stand de încercări experimentale. Astfel, s-a cercetat influența turației arborelui de distribuție, jocului din ghidul supapei și a tipului de arc, presiunii și a temperaturii uleiului asupra vibrației transversale a culbutorului cu rolă. Vibrația transversală a fost studiată din punct de vedere al amplitudinii deplasării laterale a culbutorului cu rolă la diferite regimuri de încercare. În urma cercetărilor teoretice și experimentale se poate afirma că vibrația transversală a culbutorului cu rolă este influențată negativ de o multitudine de factori atât funcționali cât și constructivi, cel mai important dintre aceștia fiind turația arborelui de distribuție. ABSTRACT The purpose of this paper is to identify which factors have a negative influence on the transverse vibration of the roller finger follower. In this sense, the thesis entitled: RESEARCH OF THE TRANSVERSE VIBRATIONS OF A ROLLER FINGER FOLLOWER WITH HYDRAULIC LASH ADJUSTER comprises a critical study which has revealed a number of factors with a negative influence on this phenomenon. To determine the degree of influence of the factors identified in this study, a virtual model of the indirect acting valve train and a test bench were designed. Thus, it was investigated the influence of the camashaft speed, of the valve guide clearence and the type of valve spring, the influence of oil pressure and temperature upon transverse vibration of the roller finger follower with hydraulic lash adjuster. The transverse vibration was studied in terms of amplitude of the lateral displacement of the roller finger follower at different test regimes. As a result of the theoretical and experimental reasearch, we can assert that the transverse vibration of the roller finger follower is influenced by a multitude of factors both functional and constructive, the most important being the camshaft speed. 82

85 CURRICULUM VITAE Informații personale Nume: Sandu Gabriel Data Nașterii: 27 Iulie 1983 Locul Nașterii: Brașov, România Stare Civilă: Necăsătorit Telefon: Educație și formare profesională: Universitatea Transilvania din Brașov, Departamentul D02: Produse High-Tech pentru Autovehicule Doctorand cu frecvență Universitatea Transilvania din Brașov, Facultatea de Inginerie Mecanică, Specializarea: Autovehicule Rutiere Diplomă de inginer Gr. Sc. RULMENTUL Brașov, jud. Brașov, Diplomă de bacalaureat Activitatea Științifică: Lucrări științifice: Limbi străine cunoscute: 16 lucrări Engleză 83

86 CURRICULUM VITAE Personal Information: Name: Sandu Gabriel Date of Birth: 27 Iulie 1983 Place of Birth: Brașov, România Marital Status: Unmarried Telephone: Education and Qualifications: University Transylvania of Brasov, Department D02: High Tech Products for Automotive Ph.D. Student University Transylvania of Brasov, Faculty of Mechanical Engineering, Specialization: Automotive Engineering Bachelor's degree Gr. Sc. RULMENTUL High School, Brașov Diploma Scientific Activity: Scientific Papers: Foreign Language: 16 papers English