Date post: | 10-Mar-2016 |
Category: |
Documents |
Upload: | obaciuionel |
View: | 52 times |
Download: | 0 times |
of 60
112 kw
6000 rot/min
4
liniar
2300 cm^3
96,03 mm
87 mm
87.07*10^5 N/m2
Date de proiectare
Motor cu aprindere prin scanteie
Putere nominala P =
Turatia nominala n =
Numar cilindrii i =
Dispunerea cilidrilor:
Cilindreea totala Vt =
Cursa pistonului S =
Alezajul D =
Presiunea maxima a gazelor
Blocul Motor
Conditii functionale
Bloc motor racit cu lichid, sunt grupai n blocul cilindrilor, care mpreun cu carterul se constituie ntr-o
singur pies .Blocul motorului poate fi proiectat cu cilindri nedemontabili soluie la care cilindri i
blocul se constituie ntr-o pies unic .Material : fonta; grosime de perete :6 mm ; nervuri:1 mm;
camere de racire:6 mm; diametrul surubului pentru chiulasa 10 mm; adancimea de insurubare 1,8 ( d
surub ); inaltimea de centrare :12 mm ;
Chiulasa
Chiulasa monobloc. Camera de ardere este amplasata in chiulasa si are forma tip "pana"
Numar de supape 2 pe cilindru. Total 8 supape
Raza de curbura spre poarta supapei se adopta 0,5 din diametrul talerului supapei
Grosimea peretelui este de 0,08dc
Scaunele se monteaza cu o strangere mica;0,069 mm
Grosimea peretelui este de 0,08dc
Grosimea chiulasei pentru montajul ghidului supapei se prevede 3 mm
PROIECTAREA CILINDRULUI
Calculul cilindrului
Din calculul termic a rezulatat:
valoarea alezajului:
D = 87 mm
presiunea la sfarsitul arderii p g
p g = 74,8 *105 N/m
27,48 N/mm
2
Grosimea peretilor se adopta din conditii de rigiditate:
pentru MAS d= 0,06D+2 mm
d = 0.06D+2= 7,2 mm
Pentru constructia cilindrului se alege fonta cu l = 3859 [N/mm2]
Se adopta l = 40 N/mm2
= 8 mm
Camasa umeda a cilindrului se verifica ca tensiunile sumare sa nu
depaseasca valorile admisibile.
Tensiunea de intindere in sectiunea transversala
Se adopta ca solutie constructiva cu cilindru prelucrat direct in bloc.
Dimensionarea peretelui cilindrului se poate realiza si din relatia
tensiunilor in plan longitudinal.
0 5, D pg
l
t g
med pD
0 25, medDD D
12
unde: pg - presiunea maxima a gazelor [N/mm2]
D 1 =2d+D= 101 mm
D med = 94 mm
t = 21,7 N/mm2
Tensiunea de incovoiere este data de relatia
W= 47031,6 mm3
i = 2,7 N/mm2
unde: h - distanta din P.M.I pana la axa boltului [mm]
40 mm
N - forta normala pe peretele cilindrului [Nm]
Din calculul dinamic:
forta normala maxima pe peretele cilindrului Nmax este
Nmax= 3205 N
Tensiunea totala are urmatoarea expresie:
= 24 N/mm2
se adopta h=
i = (N h )
W
max
W = 32
D - D
D
14 4
1
= + t i
Pe unitatea de lungime actioneaza forta:
80583,3 N/mm
unde:
Dm diametrul mediu de etansare
Alte dimnesiuni adoptate:
De - diametrul de etansare
112 mm
Dg - diametrul gulerului
118 mm
Ds - diametrul zonei de centrare
113 mm
Dm diametrul mediu de etansare
103 mm
Momentul incovoietor care actioneaza in gulerul camasii este dat de relatia:
1650,6 Nmm
unde :
7 mm
La proiectarea cilindrilor care se sprijina pe un guler la partea superioara,
inaltimea H a gulerului camasii se considera desfasurata
Fs - forta de strangere a camasii pe
bloc si este egala cu forta ce
actioneaza asupra suruburilor de
chiulasa ale unui cilindru
y - reprezinta bratul dintre cele doua
forte Fs care actioneaza asupra
gulerului cilindrului:
mmDDe 5...31
mmDD eg 6
2
DDD
g
m
4
3.1
2
gnaxm
s
m
s
iD
yFM
2
2m
sgD
DD
y
mmDDs e 1
Inaltimea gulerului cilindrului Hg:
9 mm
unde : ai= 80 Mpa
Tensiunea egala pentru o portiune egala cu unitatea este:
120 Mpa
Elemente de etansare a cilindrilor
Garnitura de chiulasa
Etansarea fata de lichidul de racire
Garnitura metaloplastica este constituita dintr-o foaie de azbest armata cu o
tesatura din fire metalice sau o placa (inima) din cupru sau otel cu continut scazut
de carbon. Protectia garniturii contra gazelor arse se realizeaza prin bordurare cu
tabla din cupru sau aluminiu. La unele garnituri se bordureaza si orificiile de
trecere ale lichidului de racire.
Orificiile garniturii pentru circulatia uleiului si lichidului de racire se executa cu
diametre mai mari cu 23 [mm] fata de cele din bloc sau chiulasa pentru a se
elimina efectul de diafragma la curgerea acestora. Orificiile pentru suruburile
(prezoanele) de chiulasa sunt cu 12 [mm] mai mari decat diametrul acestora.
Etansarea fata de lichidul de racire se realizeaza cu inele din cauciuc montate in
canale executate n camase.
Etansarea cilindrului la partea superioara fata de gazele arse se realizeaza cu
garnitura de chiulasa iar fata de lichidul de racire n partea inferioara cu garnituri a
caror forma depinde de solutia constructiva adoptata.
Se deformeaza sub efectul de strangere a chiulasei, in timpul arderii cand
presiunea gazelor tinde s indeparteze chiulasa, materialul garniturii trebuie sa
posede o elasticitate suficienta pentru a urmarii deplasarea chiulasei si, sa nu se
compromita etansarea. Temperaturile inalte cu care vine n contact garnitura de
chiulasa nu trebuie sa afecteze rezistenta si elasticitatea materialului.
In functie de materialul din care se confectioneaza garnitura de chiulasa acesta
poate fi: metaloplastica, plastica sau metalica.
In cazul de fata ca solutie constructiva se alege pentru etansarea chiulasei cu
blocul motor garnitura de chiulasa metaloplastica.
2
2m
sgD
DD
y
2
6
gm
si
HD
yF
ai
iMHg5.1
6
Se alege inel O cu diametrul sectiuinii d :
d = 3 mm
Dimensiunile canalului de etansare:
Latimea canalului b :
b = 4,2 mm
Adancimea t :
t = 5,2 mm
Dimensiunile principale ale pistonului
1- camera de ardere
2- capul
3- bosajele pentru bolt
4- fusta
5- insertiile de otel sau fonta
6- boltul
7- sigurantele boltului
8- segmentii
D- diametrul cilindrului
Db- diametrul exterior al boltului
SB - grosimea capului pistonului
Hm=78 mm
L=52 mm
Ll=58 mm
H=8.7 mm
Hc=4,5 mm
=7 mm
B=35 mm
Calculul pistonului
PROIECTAREA PISTONULUI
Din punct de vedere constructiv, ansamblul piston, are urmatatoarele elemente functionale:
Elementele dimensionale ale capului pistonului pentru motorul cu aprindere prin scanteie
HN - distana de la generatoarea alezajului
pentru bol la fundul pistonului
HM - nlimea camerei de ardere din capul
pistonului
Se alege piston cu cap plat datorita simplitatii constructive si suprafetei minime
de schimb de caldura. Pistonul se face din aliaj de Al pe baza de Si din grupa aliajelor eutectice.Marca
aliajului: ATC Si12CuMgNi KS 1275 MAHLE 124
Modulul de elasticitate: E=7500 [daN/mm2]
Duritatea Brinell: 90...120 HB la 293 [K]
70...90 HB la 423 [K]
30...40 HB la 523 [K]
Rezistenta de rupere la tractiune: la 293 K: 20...25 [daN/cm2] la 293 [K]
la 423 K: 18...23 [daN/cm2] la 423[K]
la 523 K: 10...15 [daN/cm2] la 523 [K]
Rezistenta de rupere la oboseala: la 293 K: 8...12 [daN/cm2] la 293 [K]
la 573 K: 5 [daN/cm2] la 523 [K]
Densitatea = 2,682,70 [kg/dm3]
Calculul pistonului la solicitari mecanice
Calculul capului pistonului
Lungimea pistonului H
H = 0,800...1.100D = 78,3 mm
se adopta : H = 78 mm
Lungimea mantalei L
L = 0,5000,800D = 52,2 mm
se adopta : L = 52 mm
Pistonul se schiteaza in raport cu solutiile constructive alese. Dimensiunile alese se adopta
pe baza datelor statistice:
Inaltimea de compresie l l
ll = 0,5000,700D = 57,42 mm
se adopta: ll = 58 mm
Inaltimea de protectie a segmentului de foc h
h = 0,0600,120D 8,7 mm
se adopta: h = 8,7 mm
Grosimea flancului h c
hc = 0,0350,450D= 4,35 mm
se adopta: hc = 4,4 mm
Grosimea capului
= 0,0800,100D 6,96 mm
= 7 mm
Distanta dintre bosajele alezajului boltului b
b = 0,2500,400D = 34,8 mm
se adopta: b = 35 mm
unde: di - diametrul interior al capului pistonului [m];
rl - unitar(a=200300 105 [N/m
2] pentru aluminiu);
pgmax - presiunea maxim a gazelor din cilindrul motorului [N/m2].
68 mm
rl= 132350186 N/mm2
1323,5 105 N/m
2
Diametrul fundului segmentului d :
d = D - 2 ( jr + t ) = 78 mm
Capul pistonului se verifica in ipoteza ca acesta este o placa circulara incastrata pe
contur, de grosime constanta, incarcata cu o sarcina uniform distribuita, data de presiunea
maxima a gazelor din cilindru:
se adopta di=
rl gmax i2
2p
d
01875 1,
t = grosimea radiala a segmentului 24mm
t = 4 mm
jr = jocul radial al segmentului jr = 1,3 mm pt D < 100mm
jr = 1,3 mm
Calculul profilului pistonului:
temperatura cilindrului :150350 oC
Tc = 200oC 473,2 K
temperatura capului pistonului : 200.. 300 oC
Tp = 250oC 523,2 K
temperatura mediului ambiant (motor rece):
To = 288 K
coeficient de dilatare termica al materialului:
Camasii (fonta): c = (1012) 10-6
1/K
c = 10,7 10-6
1/K
Pistonului (Aluminiu): p = (20,521,5) 10-6
1/K
p = 20 10-6
1/K
's = 0,0020,003 n zona superioar a pistonului
's = 0,0025 mm
' i = 0,0010,002 n zona inferioar a mantalei
'i = 0,0015 mm
Jocurile diametrale in stare calda in zona superioara si inferioara
0,22 mm
0,13 mm
Pentru asigurarea unei functionari normale a pistonului este necesar ca jocul relativ in stare
calda, dintre piston si cilindru, sa fie in limitele urmatoare:
Dss
Dii
Diametrul pistonului la cald la partea superioara:
D p = D - 's = 86,78 mm
86,55 mm
86,63 mm
0,45 mm
0,37 mm
Calculul zonei port-segmenti
Valorile eforturilor uniotare se calculeaza astfel:
la incovoiere
15 Mpa
unde:
la forfecare
6 Mpa
unde: pg - presiunea maxima
Diametrul exterior al pistonului in stare rece la partea superioara si partea inferioara
Jocurile diametrale n stare rece n zona superioar i inferioar
Umarul canalului pentru segment este supus la solicitari de incovoiere si forecare
de catre forta de presiune a gazelor scapate prin interstitiul dintre piston si
camasa cilindrului, care actioneaza asupra segmentuli
Rp raza pistonului [mm]
r raza fundului pistonului [mm]
Mi momentul incovoietor care solicita umarul canalului
segmentului
Wz modulul de rezistenta la incovoiere
h
rRp
W
M
c
p
gmax
z
ii
2
28,2
p
rR
rRpg
p
pg
f 76,076,0
22
22
Dii
)(1
')](1[
0
0
TT
TTDD
pp
scc
ps
)(1
')](1[
0
0
TT
TTDD
pp
icc
pi
psDDs
piDDi
pg = 7,48 N/mm2
efortul unitar echivalent:
19 Mpa
ech = 14.4 Mpa < echa=45 Mpa
Ea se verifica la compresie:
401 105 N/m
2
unde : AA - aria sectiunii reduse
AA = 1104 mm2
c = 427105 [N/m
2] < ac = 20045010
5 [N/m2]
78,26947 mm
unde :
l = 32 mm
pme = presiunea medie efectiva
pme = 0,9 N/mm2
Pentru partea inferioara a zonei port-segmenti
75,32775 mm
unde :
l' = 16 mm
pme = presiunea medie efectiva
pme = 0,9 N/mm2
In regiunea port-segment , sectiunea A-A, din dreptul segmentului de ungere este
redusa din cauza orificiilor pentru evacuarea uleiului.
Cunoscandu-se coeficientul de dilatare termica al materialului pistonului,
modulul de elasticitate si alti factori, se poate calcula grosimea peretelui
pistonului in zona port-segment, respectiv diametrele.
l = distanta de la fundul pistonului la
generatoarea alezajului boltului [mm].
l' = distanta de la planul care delimiteaza zona
port-segment si generatoarea alezajului pentru
bolt [mm].
22iech 4
A
Dp
A
2p
gmaxc4
p
l
Ddd me
2p2
2
1 02135,0
pl
Ddd me
2p2
2
2 0513,0
Calculul mantalei pistonului
0,33163 N/mm2
unde:
Nmax = 3205 N
LN - lungimea mantalei [m]
LN = 52 mm
14177 mm2
- in planul axei boltului
78,34656 mm
unde :
l1 = 50 mm
pme = presiunea medie efectiva
pme = 0,9 N/mm2
- la partea de jos a mantalei
78,363913 mm
unde :
l1' = 22 mm
pme = presiunea medie efectiva
pme = 0,9 N/mm2
Aev - aria suprafetei proiectata pe un plan normal pe axa
boltului [m2]
Grosimea peretelui mantalei respectiv diametrele interioare se determina cu
urmatoarele relatii:
l1 = distanta de la partea inferioara a pistonului
la axa boltului [mm];
l1' = distanta de la partea inferioara a pistonului
la axa boltului [mm];
Nmax - forta normala care actioneaza intr-un plan
perpendicular pe axa boltului [N]
Presiunea specifica pe mantaua pistonului pentru a preveni intreruperea pelicului
de ulei, nu trebuie s depaseasca o anumita valoare determinata conventional:
Np
ev LD
A2
2
evNp
smALD
Np
max
p
l
Ddd me
2p2
2
1
3 02135,0
p
l
Ddd me
2p2
2
1
4 00772,0
Calculul jocurilor segmentului in canal
Grosimea segmentului, b :
4,2
unde: K - constanta
K = 0,08
p gmax - presiunea maxima din cilindru [daN/mm2]
a - efortul unitar admisibil, a = 5,56,5 [daN/mm2]
a = 6,5 [daN/mm2]
Distanta dintre segment si umarul de piston j a :
ja1 = 0,089 mm
ja2 = 0,028 mm
ja3 = 0,042 mm
unde : f -constanta
f1 = 0,075 [mm] pt segmentul de foc
f2 = 0,028 [mm] pt ceilalti segmenti de compresie
f3 = 0,046 [mm] pentru segemtii de ungere
t - grosimea radiala a segmentului [mm]
t = 4 mm
b - grosimea axiala a segmentului [mm]
b = 3 mm
Al - coeficientul de dilatare pentru materialul pistonului [1/K]
T temperatura segmentului de foc [K]
T = 240 C 513,2 K
T temperatura segmentului de compresie [K]
a
gmaxp pK
Db
1
1002
paDT
b
tfj
T = 155 C 428,2 K
T temperatura segmentului de ungere [K]
T = 120 C 393,2 K
Distanta radiala dintre segment si peretele canalului j r :
jr = jocul radial al segmentului jr = 1,3 mm pt D < 100mm
jr = 1,3 mm
Proiectarea segmentilor
Se adopta fonta aliata cu grafit nodular avand urmatoarele caracteristici:
duritatea 300 380 HB
r > 500 N/mm2
t - grosimea radiala a segmentului
dis - diametrul interior al segmentului
dic - diametrul canalului de segment
D - alezajul cilindrului
b - grosimea axiala a segmentului
hc - inaltimea canalului de segment
R - raza fundului canalului;
J a - jocul pe flancurile segmentului (J a = h c - b );
J P - jocul piston-cilindru;
Segmentii au rolul de a realiza etansarea camerei de ardere, de a uniformiza
pelicula de ulei de pe oglinda cilindrului si de a transmite cilindrului o parte din
caldura preluata de piston de la gazele fierbinti. Segmentii care impiedica
scaparea gazelor din cilindru n carterul motorului se numesc segmenti de
compresie iar segmentii care distribuie uniform si elimina excesul de ulei de pe
suprafata cilindrului se numesc segmenti de ungere.
Solutiile adoptate in proiectarea segmentului trebuie sa tina seama de cerintele
impuse de siguranta in functionare, durabilitatea ridicata, eficienta etansarii si
pretul
Se adopta solutia cu trei segmenti (doi de compresie si unul de ungere) deoarece
asigura o etansare buna a camerei de ardere si o ungere adecvata a cilindrului.
J r - jocul radial al segmentului; J r = 1/2(d is - d ic )
t c - dimensiunea radiala a canalului
Calculul segmentilor
Calculul segmentului urmrete urmtoarele obiective:
3,276 N/mm2
coeficientul ce depinde de forma epurei de presiune a segmentului : = 0,196
modulul de elasticitate
E = 1,2 106 N/mm
2
deschiderea segmentului in stare libera la nivelul fibrei medii
S 0 = 14 mm
grosimea segmentului t,
t = 4 mm
3,78261
sau
9,981
unde:
tensiunea admisibila a,
a = 580 N/mm2
coeficient Km,
Km = 1,742
inaltimea radiala a segmentului:
Sa se stabileasca forma n stare libera si marimea fantei astfel incat
prin strangere pe cilindru segmentul sa dezvolte o repartitie de presiune
determinata Sa se stabileasca cele doua dimensiuni de baza ale segmentului, t si
b
Sa se verifice ca tensiunile care apar in segment la deschiderea lui
pentru montaj sa nu depaseasca limita admisibila
Sa verifice fanta la cald pentru a preveni unirea capetelor in timpul
functionarii
t
D
t
Dt
S
Epe
3
0
)1(3
425.0
23
1)
30
1......
20
1(
D
t
23
Dt
em
a
pK
Dt
815.05.0
pentru segmentii de etansare:
b = 3 mm
pentru segmentii de ungere:
b = 5 mm
Calculul tensiunilor in segment la montaj
110,735
unde:
m - coeficient care depinde de metoda de montare pe piston
m = 2 pt montaj cu ajutorul clestelui
Calculul tensiunii maxime in segment
385,801
Verificarea segmentului in canal
primul segment de compresie
0,15 mm
0,5 mm
al 2-lea segment de compresie
0,1 mm
0,5 mm
segmentul de ungere
0,5 mm
0,9 mm
Jocul la capetele segmentului
0,01068 mm
unde:
coeficientul de dilatare al segmentului
Verificarea segmentului la dilatare se rezuma la determinarea rostului la montaj
3 in vederea evitarii pericolului unui impact al capetelor cu dilatarea, sau a unui
rost prea mare care ar periclita etansarea
1 = (0,110,20) =
2 = (0,30,7) =
1 = (0,0090,15)=
2 = (0,30,7) =
1 = (0,030,8) =
2 = (0,51,5) =
3
1
1
121
'2
0
max
t
D
t
s
E
m
2max
)1()3(
2
t
Dt
S
EK m
)('33 ccss ttD
s = 12 10-6
1/K
coeficientul de dilatare al cilindrului
c = 12 10-6
1/K
s = c = 12 10-6
1/K
incalzirea segmentului
ts = (ts -tc) = (150..200) K
ts = 150 K
incalzirea cilindrului
tc = (tc -t0) = (80..150) K
ts = 100 K
primul segment de compresie
0,348 mm
al 2-lea segment de compresie
0,261 mm
segmentul de ungere
0,1305 mm
Jocul la capetele segmentului in stare calda
0,174 mm
3 = 0,003D =
3 = (0,0010,002) D =
'3 = (0,00150,0030) D =
3 = 0,004D =
PROIECTAREA BOLTULUI
Se alege ca solutie constructiva bolt fix in biela si liber in piston
Boltul este confectionat din otel aliat 41MoCrNi13
Calculul boltului
Dimensionarea
Diametrul exterior d e [mm]
de= (0,240,28)D =0,26D = 23,06 mm
Diametrul interior d i [mm]
di = (0,650,75)de= 0,68de = 15 mm
Lungimea bolului l [mm]
l = (0,880,93)D = 0,88D = 77 mm
Lungimea de contact cu piciorul bielei l b [mm]
lb = (0,260,30)D = 0,28D = 24 mm
Verificarea la uzura
Schema de calcul este aratata n fig:
Proiectarea boltului trebuie s satisfaca cerintele privind obtinerea unei mase cat mai
reduse si o rigiditate suficienta pentru functionarea mecanismului motor.
Dimensiunile boltului se adopta din date statistice si se efectueaza calcule de verificare a
rezistentei la uzura, a solicitarilor mecanice si a deformatiilor precum si precizarea prin
calcul a jocurilor de montaj
Rezistenta la uzura poate fi apreciata dupa marimea valorilor presiunilor specifice n
piciorul bielei (p b ) i n umerii pistonului (p p ).
Schema de calcul a boltului
Conventional se considera c forta care solicita boltul este:
41514,1 N
mp= 0,85 kg
mb= 0,72 kg
m1b= 0,2338 kg
m2b= 0,6163 kg
mcb= 0,3 kg
R= 0,034 m
= 282,74 rad/sec
=1/3.6= 0,278
44466,197 N
-2952,077 N
Presiunea n locasurile din piston
37 Mpa < Ppa =15.35Mpa
lp = 25 mm
Presiunea n piciorul bielei
79,17 Mpa
Verificarea la ncovoiere
772,2339498 < i = 500 N/mm2
unde:
0,67
Tensiunea maxima determinata de momentul incovoietor la mijlocul boltului
Tensiunea minima determinata de momentul incovoietor la mijlocul boltului
14
2
maxmaxrmp
DFFF pg
2
jg p
max
2
max4
gg pD
F
ld
Fp
p
p2
ld
Fp
b
b
42 12,1
45,0
e
bi
d
j)llF
d
d
e
i
)1(2 RmF pjp
386,72355 N
Pgmin = 65053,7 N/m2
0,065054 N/mm2
F jpmin = 9336,4532 N
F min = 9723,1767 N
180,8677924 N/mm2
Efortul unitar mediu (m ) i amplitudinea eforturilor unitare ( a ) se determin cu
476,5509 N/mm2
295,6831 N/mm5
rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de incovoiere
-1 = 340380 N/mm2 pentru otel aliat
-1 = 360 N/mm2
rezistenta la oboseala pentru ciclul pulsator de incovoiere
540 N/mm2
coeficientul tensiunilor
0,333333
coeficientul efectiv de concentrare la solicitri variabile: k
k = 1
factorul dimensional: = 0,8...0,9
= 0,85
coeficientul de calitate al suprafeei
bol cementat cu suprafaa lustruit: = 1,52,5
= 2
Pentru parametrii care intra n relatiile de calcul ale coeficientului de siguranta se pot
folosi urmatoarele valori:
min
2
min4
gg pD
F
42min 12,1
45,0
e
bi
d
j)llF
2
iminimaxm
2
iminimaxa
1-6,14,10
0
02 1-
1,081791
Verificarea la forfecare
Tensiunea unitara la forfecare se determina cu relatia
176,1676 N/mm2
a = 180 N/mm2
Calculul la ovalizare
399,8321414 N/mm2
1 = 17
246,9551462 N/mm2
2 = 10,5
164,6367641 N/mm2
3 = 7
282,2344528 N/mm2
Pentru boltul fix n biela, ciclul este asimetric, iar coeficientul de siguranta se calculeaza
cu ecuatia:
Valoarea admisibil a coeficientului de siguran la ncovoiere pentru bolul fix n piciorul
bielei este cuprins ntre 24
Verificarea la forfecare se realizeaza in sectiunile dintre partile frontale ale bosajelor si
piciorul bielei.
Valoarea admisibila a efortului unitar este de (150220)N/mm2 pentru otel aliat
Valorile eforturilor unitare de ovalizare in sectiunile caracteristice se obtin din conditiile
= 00 i = 90
0
30
e
edl
F)(
mak
1c2
41
185,0
d
F2e
2
10
e
idl
F)(
290
e
idl
F)(
490
e
edl
F)(
1 = 12
repartitia sarcinii
Deformatia maxima de ovalizare
0,033129692 mm
unde: E = 210000
K= 1,1
' = (0,00050,002)deb = 0,04611 mm
Calculul jocului la montaj
Jocul de montaj dintre bolt si locasul sau din piston
-0,005053
unde: coeficientul de dilatare al materialului boltului
ol = 12 10-6
1/K
coeficientul de dilatare al materialului pistonului
al = 21 10-6
1/K
tb temperatura boltului, K
tb = 423 K
tp temperatura pistonului, K
tp = 473 K
t0 tempratura mediului ambiant, K
t0 = 293 K
Valorile marimilor: K, 1,
2, 3, 4,
Se recomanda ca deformatia de ovalizare sa fie mai mica decat jocul radial la cald
K
El
F
1
109,0
3
max
0
00
1 tt
ttttd
pAl
pAlb0le
Deoarece tp > tb i AL >ol este posibil apariia de jocuri negative
In cazul in care boltul este fix n piciorul bielei functionarea la pornire este posibila numai
dac boltul se monteaza cu joc in locasurile din piston, joc care in timpul functionarii se
poate mari.
Calculul bielei
Calculul piciorului bielei
Dimensiunile piciorului bielei
Se alege ca solutie constructiva bolt fix in biela si liber in piston.
Diametrul exterior al piciorului bielei de,
34,1214 mm
se adopta : de = 34 mm
Diametrul interior al piciorului bielei di,
27 mm
Grosimea radiala a piciorului bielei hp,
Biela este elementul component al mecanismului motor, care transmite, prin intermediul
boltului, forta de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit. Ea este compusa din trei
parti: piciorul bielei, corpul bielei si capul bielei.
Datorita actiunii fortei de presiune a gazelor, biela este supusa la comprimare si flambaj.
La comprimare pot aparea deformatii remanente, care scurteaza biela. Flambajul corpului
bielei determina o perturbare a paralelismului axelor alezajelor bielei si o intensificare a
uzurii lagarelor.
Conditiile de solicitare la care este supusa biela in functionarea motorului impun gasirea
acelor solutii constructive ale bielei care sa asigure o rezistenta si o rigiditate maxima in
conditiile unei mase cat mai mici.
La proiectarea piciorului bielei trebuie sa se tina seama de dimensiunile boltului si de tipul
imbinarii piston-bolt-biela.
de = (1,251,65) d =
di = d + 2 hb =
3,6888 mm
se adopta : hp = 3,7 mm
Grosimea radiala a bucsei hb,
1,959675 mm
se adopta : hb = 2 mm
Lungimea de contact a boltului cu piciorul bielei a,
a = 24 mm
Solicitarea de intindere
2952,08 N
unde:
mp - masa pistonului
mp = 0,85 kg
r - raza arborelui cotit
r = 0,034 m
- viteza unghiulara a arborelui cotit
= 282,74 rad/sec
= 0,2777778
Schema de calcul a piciorului bielei la intindere
Tensiunile unitare produse de forta de intindere se determina in urmatoarele ipoteze:
hp = (0,160,20) d =
hb = (0,0800,085) d =
Forta de intindere are valoarea maxima cand forta datorata presiunii gazelor este minima,
deci cand pistonul se afla la PMS la inceputul cursei de admisie. In aceste conditii forta
de intindere se determina cu urmatoarea relatie:
piciorul bielei reprezinta o grind curba incastrata in zona de racordare a piciorului cu
corpul bielei
12rmFF pj p
forta de intindere este distribuita uniform pe jumatatea superioara a piciorului
9161,79 Nmm
997,531 N
unde:
Mo - momentul incovoietor in sectiunea B-B determinat de forta de intindere
-1304,5 Nmm
No - forta normala n sectiunea B-B determinata de forta de intindere
1683,23 N
i se introduce n radiani
130o
2,268928 rad
rm - raza medie
15,264 mm
0,7214485
unde: Ab - aria seciunii bucsei Ap=2*hb*a
Ab = 97,44 mm2
Ap- aria seciunii piciorului Ab=2*hp*a
Ap = 180,264 mm2
EBZ- modulul de elasticitate al materialului bucsei sau boltului presat
EBZ = 1,5 105 N/mm
2
EOL- modul de elasticitate al materialului bielei
EOL = 2,1 105 N/mm
2
In cazul in care unghiul de incastrare i >90o, momentul incovoietor si forta normala in
sectiunea de incastrare au urmatoarele expresii:
se adopta i =
i =
In sectiunea de incastrare momentul incovoietor si forta normala solicita atat piciorul
bielei cat si bucsa sau boltul presat, in aceste conditii se utilizeaza un coeficient de
proportionalitate care are expresia:
mm rFrNMM cossin5,0cos100
FNN cossin5,0cos0
0297,000033,00 m rFM
FN 0008,0572,00
4
ie
m
ddr
E
E
A
AK
a
BZ
p
b1
1
-172,01 N/mm2
160,941 N/mm2
Solicitarea de compresiune
Schema de calcul a piciorului bielei la compresiune
41514,1 N
Forta de compresiune este distribuita sinusoidal pe jumatatea inferioara a piciorului.
-2058,9 Nmm
Tensiunile n sectiunea de incastrare A-A pentru fibra interioara (i ), respectiv exterioar
(e) produse de forta de intindere se calculeaza cu relatiile:
Forta de compresiune are valoarea maxima cand presiunea din cilindru are valoarea
maxima
Calculul tensiunilor produse in piciorul bielei de solicitarea de compresiune se efectueaza
n urmatoarele ipoteze:
Piciorul bielei se considera o grinda curba incastrata in zona de racordare cu corpul
bielei
Momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare A-A, determinate de
forta de compresiune pot fi calculate cu relatiile:
p
pmp
pm
ha
Nkhrh
hrM
i
1
2
62
p
pmp
pm
ha
Nkhrh
hrM
e
1
2
62
14
22
max
rmpD
F pgc
cc
c
mccmc rFrNMM
cos
1sin
2
sincos100
cc
c
ccc FNN
cos
1sin
2
sincos0
172,295 N
unde: c se msoar n radiani
c = 110o
c = 1,91986 rad
Mo' - momentul incovoietor in sectiunea B - B
0,25 N/mm2
Mo' = 0,6799463 N/mm2
No' - forta normala in sectiunea B - B
0,9
No' = 37,362708 N
pentru fibra interioara
41,828 N/mm2
pentru fibra exterioara
-32,994 N/mm2
Solicitarea datorata presarii bucsei
strangerea de montaj
0,007 mm
Dilatarea termica a bucsei se determina cu urmatoarea relatie
0,02164 mm
unde: di- diametrul interior al piciorului bielei
coeficientul de dilatare al bucsei
Mo' / Fc rm 103 =
No' / Fc 103 =
Valorile tensiunilor in sectiunea de incastrare determinate de forta de compresiune se
calculeaza cu urmatoarele expresii:
In timpul functionarii motorului la strangerea de montaj (m) se adauga o solicitare
suplimentara de compresiune (t ) datorata dilatarii bucsei de bronz.
se adopta m =
cc
c
ccc FNN
cos
1sin
2
sincos0
p
c
pmp
pm
ccha
Nkhrh
hrM
i
1
2
62
p
c
pmp
pm
ccha
Nkhrh
hrM
e
1
2
62
mOLBZit ttd
BZ = 18 10-6
1/K
coeficientul de dilatare al materialului bielei
OL = 10 10-6
1/K
temperatura piciorului bielei t = 373423 K
t = 373 K
temperatura mediului ambiant tm = 273 K
tm = 273 K
Presiunea datorata strangerii poate fi obtinut cu expresia:
21,0425 N/mm2
unde: -coeficientul lui Poisson
= 0,3
Valorile tensiunilor produse de presiunea pf sunt:
in fibra interioara
93,691191 N/mm2
in fibra exterioara
72,648734 N/mm2
Valorile maxime i minime ale tensiunilor ciclului sunt:
233,58973 N/mm2
105,64299 N/mm2
Amplitudinea a i tensiunea medie m a ciclului:
Coeficientul de siguranta al piciorului bielei se calculeaza in ipoteza unei solicitari de
oboseala dup un ciclu simetric de intindere - compresiune, pentru fibra exterioara n
sectiunea de incastrare
BZ
22i
22i
OL
2i
2e
2i
2e
i
tm
f
E
dd
dd
E
dd
dd
d
p
dd
ddp
2i
2e
2i
2e
fi
22
22
ie
i
fed-d
dp
e emax
ce emin
63,973367 N/mm2
169,61636 N/mm2
In aceste conditii expresia coeficientului de siguranta poate fi scrisa sub forma urmatoare:
2,82377
unde: rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de intindere - compresiune
360 N/mm2
coeficient de concentrare k
k = 1
factorul dimensional
0,85
coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului
0,16
coeficientul de calitate al suprafetei
0,75
Valorile coeficientului de siguranta calculate trebuie sa fie cuprinse n intervalul 25
Deformaia produs piciorului bielei sub aciunea forei de inerie se determin cu relaia
0,00576 mm
unde: I - momentul de inerie al suprafeei seciunii piciorului bielei
27,7907 mm3
Calculul corpului bielei
Dimensiunile corpului bielei :
-1t= 340400 =
= (0,80,9) =
= 0,120,20 =
= 0,700,80 =
Dimensiunile caracteristice mai raspandite pentru profilul n dublu T al corpului bielei sunt
determinate pe baza prelucrarilor statistice ale constructiilor existente.
2
minmax a
2
minmax m
mak
1- tC
IE
rF
OL
cmjp
p 6
23
10
908
12
2
phaI
Hp = (0,0481,0) de = 0,7de
Hp = 24 mm
Hc = (1,101,35) Hp = 1,20 Hp
Hc = 29 mm
hi = 0,666 Hp
hi = 16 mm
H =l(de+dm)2
H = 112,37 mm
B = 0,75 Hp
B = 18 mm
a = 0,167 Hp
a = 4 mm
l - lungimea bilelei
150 mm
l1 - lungimea incastarta a bielei l1=
108 mm
Corpul bielei se calculeaza la oboseala fiind supus la:
intindere de forta de inertie maxima a maselor aflate n miscare de translatie
la compresiune de rezultanta dintre forta maxima a gazelor si forta de inertie
3764,0718 N
Tensiunile la intindere sunt:
18,3708 N/mm2
unde: A - aria sectiunii de calcul a corpului bielei
204,89381 mm2
Corpul bielei este supus la compresiune de catre forta determinata cu relatia:
40702,1 N
Tensiunea de compresiune este data de relatia:
198,65 N/mm2
Tensiunile de flambaj sunt:
in planul de oscilatie:
Dimensiunile corpului bielei
se adopta l =
se adopta l1 =
Calculul se realizeaza in sectiunea minima atunci forta care solicita corpul bielei la
intindere este:
1)( 21 rmmF bp
A
F
hahHBA )(
14
2
1
2
maxrmmp
DF pbgc
A
F cc
cx
c
x
e
f FI
lCF
I
l
E
22
20
)22
(dmdl
l
222,488 N/mm2
unde: e - limita de elasticitate
Ix - moment de inertie in planul de oscilatie
l - lungimea barei cu capete articulate
C = 0,0003
in planul de incastrare
222,48783 N/mm2
unde: e - limita de elasticitate
Iy - moment de inertie in planul de incastrare
l1 - lungimea barei cu capete incastrate
in planul de oscilatie:
421,138 N/mm2
in planul de incastrare
421,138 N/mm2
unde:
1,12
1,87938
unde: max tensiunea maxima:
Insumarea tensiunilor de compresiune si de flambaj poate fi realizata dupa urmatoarele
relatii:
Corpul bielei este supus la solicitari variabile, de intindere si compresiune dupa un ciclu
simetric. Coeficientul de sigurant se determina cu relatia:
cx
c
x
e
f FI
lCF
I
l
E
22
20
00050,000015,02
E
C e
cy
e
f FI
l
Et
2
1
2
I
AlC
A
F
x
cfct 00
2
1
I
AlC
A
F
y
cfct
2
11
15,110,111
2
1
2
I
AlC
I
AlC
yx
mak
1tC
max = to = 421,138 N/mm2
min tensiunea minima:
min = c = 198,65 N/mm2
a amplitudinea ciclului
111,244 N/mm2
m tensiunea medie
309,894 N/mm2
Calculul capului bielei
Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile fusului maneton
2948,66 N
Calculul tensiunilor se realizeaz admind urmtoarele ipoteze
Capul bielei este o bara curba continua
Sectiunea cea mai solicitata este sectiunea de incastrare A-A
Tensiunea n fibra interioara n sectiunea de calcul este data de relatia:
120N/mm^2
unde: I cp - momentul de inertie ale capacului
I cp =
Capul bielei se racordeaza cu raze mari la corpul bielei ceea ce face neinsemnata
solicitarea de compresiune a acestuia
Solicitarea de intindere se transmite numai capacului si este determinata de forta de
inertie a pieselor aflate in miscare de translatie i de forta centrifuga a masei bielei care
efectueaza miscarea de rotatie mai putin masa capacului bielei.
Capacul bilei are sectiunea constanta cu un diametru mediu egal cu distanta dintre
axele suruburilor
Fora de ntindere este distribuit pe jumtatea inferioar a capacului dup o lege
sinusoidal
Cuzinetul se deformeaz impreuna cu capacul si preia o parte din tensiuni proportionala
cu momentul de inertie al sectiunii transversale
2
minmax a
2
minmax m
cbbbp mmmmrF 212 1
AAW
I
I
d
cuzcp
cp
cp
cuz
c
4,0
1
023,0
I cuz - momentul de inertie ale cuzinetului
I cuz =
A cp - aria sectiunii capacului
A cp =
Acuz - aria sectiunii cuzinetului
A cuz =
W cp =
a - Rezistenta admisibil este de 100150 N/mm2
Calculul suruburilor de biela
spre capul bielei
superioara a capului bielei
solutia adoptata pentru capul bielei
marcile 40C 10, 41 MoC 11
Suruburile de biela se executa de regula din aceleasi materiale ca si biela
Forta de inertie care solicita un surub
1474,33 N
1474,33 N
unde : z - numarul de suruburi de pe o biela
z = 2
Forta de strangere initiala a surubului
3685,8305 N
In timpul functionarii, asupra surubului de biela actioneaz forta:
3980,6969 N
unde :
= 0,2
W cp - modulul de rezistenta la incovoiere al sectiunii
capacului
Pentru prinderea capacului se utilizeaza doua sau patru suruburi, din partea capacului
Utilizarea unor suruburi fara piulite face posibila micsorarea dimensiunilor capului de
biela. In cazul adoptarii acestei, solutii pentru surub, se fileteaza gaura din partea
Capul si corpul suruburilor de biela pot avea diverse forme constructive in functie de
Materialele care raspund cerintelor impuse bielei sunt: otelurile de imbunatatire cu
continut mediu de carbon (0,35...0,45%) marcile OLC 45 X, OLC 50 si otelurile aliate
Suruburile de biela sunt solicitate de forta de strangere initiala Fsp si de forta de inertie a
maselor in miscare de translatie si a maselor in miscare de rotatie care se afla deasupra
planului de separare dintre corp i capac.
- este constanta care tine seama de elasticitatea
sistemului = 0,150,25
z
FF 1
11
5.232 sp FFF
1sps
FFF
Schema de calcul a capului bielei
Diametrul fundului filetului
7,1783476 mm
unde: cc - coeficient de siguranta, cc= 1,253,00
cc = 2,5
c1 = 1,3
c2 = 1,2
c - limita de curgere a materialului surubului
c = 1000 N/mm2
Diametrul partii nefiletate
7,7579883 mm
Verificarea la oboseal
Tensiunile maxime
98,360394 N/mm2
84,21142 N/mm2
Tensiunile minime
c2 - factor care tine seama de curgerea materialului n
zona filetata
Tinand seama de fortele care solicita suruburile de biela, acestea se dimensioneaz
tinand seama de solicitarea la intindere si se verific la oboseala
c1 - factor care tine seama de solicitarile suplimentare de
torsiune care apar la strangerea piuliei
F
c
ccd
c
s
2
1
cs
4
c
scs
F4cd
A
F =
s
smax
A
F =
s
s max
A
F =
s
sp min
91,074439 N/mm2
77,973537 N/mm2
unde: As - aria sectiunii surubului in partea filetata
40,4705 mm2
As' - aria sectiunii surubului in partea nefiletata
47,2703 mm2
3,6429776 N/mm2
94,717416 N/mm2
Coeficientul de siguranta:
3,00837
unde: -1= 300700 N/mm2
-1= 400 N/mm2
k= 3,04,5 pentru oel carbon
k = 3,5
= 0,81,0
= 0,9
= 1,01,5
= 1,2
= 0,2
Valorile coeficientului de siguranta calculat trebuie s se incadreze in intervalul 2,5...4,0
A
F =
s
sp min
A
F =
s
sp
min
d
=A ss4
2
d
=A ss4
2''
2
minmax = a
2
minmax = m
mak
1C
Calculul arborelui cotit
Arborele cotit
In procesul de lucru arborele cotit preia solicitarile variabile datorate fortei de presiune a
gazelor si fortei de inertie a maselor in miscare de translatie si de rotatie, solicitari care
au un caracter de soc.
Aceste forte provoaca aparitia unor tensiuni importante de intindere, comprimare,
incovoiere si torsiune. In afara de acestea, in arborele cotit apar tensiuni suplimentare
cauzate de oscilatiile de torsiune si de incovoiere.
La proiectarea arborelui cotit se vor alege solutii care sa asigure o rigiditat maxima.
Pentru atingerea acestui deziderat la cele mai multe constructii fusurile paliere se
amplaseaza dupa fiecare cot, diametrele acestora se maresc, iar lungimile acestora se
micsoreaza, de asemenea aceste masuri fac posibila marirea dimensiunilor bratelor.
Pentru a satisface cerintele impuse arborilor cotiti, rezistenta la oboseala, rigiditate, o
calitate superioara a suprafetelor fusurilor, acestia se executa din fonta sau otel
Avand in vedere conditiile de functionare, prin calcul, arborele cotit se verifica la
presiune specifica si incalzire, la oboseala si la vibrati de torsiune
Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptandu-se prin
prelucrarea statistica a dimensiunilor arborilor cotiti existenti
Concomitent cu dimensionarea arborelui cotit se adopta si configuratia contragreutatilor.
(masa si pozitia centrului de greutate se determina la calculul dinamic al motorului).
Dimensiunile relative ale elemetelor arborelui cotit:
lungimea cotului l = (0.90...1.20)D
l = 104 mm
Diametrul fusului palier dp = (0,600,80) D
dp = 63 mm
lungimea fusului palier lp
paliere intermediare : lpi = (0,3 0,5) dp
lpi = 25 mm
paliere externe sau medii lpe = (0,50,7) dp
lpe = 38 mm
Diametrul fusului maneton dm = (0,550,70) D
dm = 52 mm
Lungimea fusului maneton: lm = (0,450,6) dm
lm = 32 mm
diametrul interior dmi = (0,60,80) dm
dmi = 42 mm
Grosimea bratului: h = (0,150,36) dm
h = 19 mm
Latimea bratului b = (1,171,90) dm
b = 78 mm
Raza de racordare: (0,060,1) dm
R rac = 4 mm
Verificarea fusurilor la presiune si incalzire
23,5291 MPa
18,4587 MPa
unde: R mmax - fotra maxima care incarca fusul maneton
R mmax = 39750 N
R pmax - fotra maxima care incarca fusul palier
R pmax = 28971 N
ppmax.a = 7.15 Mpa = 15MPa
ppmax = 14,62
Calculul fusului palier
Momentele maxime si minime incarca fusul palier:
Mpmin = -379000 Nmm
Mpmax = 372000 Nmm
Eforturile unitare :
-15,707 MPa
15,4166 MPa
24129,9 mm3
Aplitudinea tensiunilor si valoarea tensiunii medii se calculeaza cu relatiile:
15,5616 N/mm^2
Schema fortelor care actioneaza asupra unui cot al arborelui cotit
Fusul palier este solicitat la torsiune si incovoiere dupa un ciclu asimetric. Deoarece
lungimea fusurilor este redusa, momentele incovoietoare au valori mici si n aceste
conditii se renunt la verificarea la incovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioara
a arborelui cotit sunt solicitate la momente de rasucire mai mici decat acelea care
actioneaza in fusurile dinspre partea posterioara a arborelui si mai ales n fusul final,
deoarece in aceasta se insumeaza momentele medii produse de fiecare cilindru.
Calculul trebuie dezvoltat pentru fiecare fus n parte, ceea ce implica insumarea
momentelor de torsiune tinandu-se cont de ordinea de aprindere.
W
M
p
p
p
p
min
min
W
M
p
p
p
p
max
max
3
32dpW p
2
minmax
pp
pm
2
minmax
pp
p a
-0,145 N/mm^2
Coeficientul de siguranta se calculeaza cu relatia
10,6976
unde: -1 = 320 N/mm2
= 1,3
2,5
0,09
Calculul fusului maneton
Schema de calcul a reactiunilor n reazeme
Verificarea la torsiune
Valorile calculate pentru coeficientul de siguranta trebuie sa fie superioare valorilor de
34 pentru MAS
Fusul maneton este solicitat la incovoiere si torsiune. Calculul se efectueaza pentru un
cot care se sprijina pe doua reazeme si este incarcat cu forte concentrate. Deoarece
sectiunea momentelor maxime ale acestor solicitari nu coincide in timp, coeficientul de
siguranta se determina separat pentru incovoiere si torsiune si apoi coeficientul global
de siguranta.
Reactiunile in reazeme se determina din conditiile de echilibru ale fortelor si
momentelor. Este convenabil ca fortele ce actioneaza asupra fusului sa se descompuna
dupa doua directii: una in planul cotului, cealalta tangentiala la fusul maneton
pp
k
p
ma
C1
2
minmax
pp
pm
k
0
012
Momentele maxime si minime ce incarca fusul maneton
MTmax = 1339000 Nmm
MTmin = -916000 Nmm
Eforturile unitare
266,359 N/mm^2
-182,21 N/mm^2
5027,06 mm3
unde : - coeficientul de corectie functie de excentricitatea relativa a gaurii
0,19157
= 0,9
Aplitudinea tensiunilor si valoarea tensiunii medii se calculeaza cu relatiile:
224,286 N/mm^2
42,0723 N/mm^2
Coeficientul de siguranta pentru solicitarea de torsiune este dat de ecuatia:
0,63513
Coeficientul de corectie pentru calculul
modulului de rezistenta polar al fusului
maneton cu orificiu excentric
W
M
p
T
m
max
max
W
M
p
T
m
min
min
m
mi
mpd
dd
16W
m13
mim dd
2
2
minmax
mm
m a
2
minmax
mm
m m
mak
C 1
unde: k = 1,9
= 0,75
= 0,09
= 1,3
-1= 280 N/mm2
Verificarea la incovoiere
Fortele radiale:
Z = 28524 N
Z1 = 47295 N
Z2 = -6399 N
56689,2 N
Fortele tangentiale
T1 = 8380 N
T2 = 7568 N
6415,48 N
Schema pentru determinarea
momentului n planul orificiului de
)5.0(])([ 211 ZZl
bZZZA
m
x
m
yl
bTTTA )( 121
Fortele axiale
1956,98 N
815,407 N
Momentele de incovoiere
26 mm
2959177 Nmm
365279 Nmm
2981636 Nmm
Momentul de incovoiere in acest plan:
= 45o
2350745 Nmm
Eforturile unitare
55,5505 MPa
43,7965 MPa
-53674 mm3
Calculul bratului arborelui cotit
Cand fusul maneton este prevazut cu un orificiu de ungere, solicitarea maxima se obtine
in planul axului orificiului provocand o conentrare maxima a tensiunilor
m
yl
bTTTA )( 121
2rmF bbr
2rmF cbcb
22
hlma
xx AlM 5.0
)5.0()(5.0 alFcgFbrAylM y
22
max yxi MMM
sincos xyu MMM
W
M
m
i maxmax
W
M
m
u min
])(1[12
4
3
m
mim
md
ddW
In planul cotului ia nastere o solicitare compusa de incovoiere.
Tensiunea totala are expresia:
Bzmax = 47295 N
Bzmin = -16462 N
294,64 MPa
-102,56 MPa
96,0423 MPa
198,598 MPa
Coeficientul de siguran pentru solicitarea de ncovoiere
0,50535
0,97866
1
0,15
2,5
Bratul arborelui cotit este solicitat la sarcini variabile de intindere, compresiune,
incovoiere si torsiune. Coeficientii de siguranta pentru aceste solicitari se determina in
mijlocul laturii mari a sectiunii tangente fusului palier unde apar cele mai mari eforturi
unitare.
In calculele de proiectare la determinarea coeficientului de siguranta se au in
vedere urmatoarele valori:
hbhb
aBZ
162max max
hbhb
aBZ
162min min
2
minmax m
2
minmax a
mak
C 1
15.1...1
2.0...1.0
k
1
500 MPa
Bratul arborelui cotit este supus si la solicitarea de torsiune:
Tmax = 11918 N
Tmin = -8374 N
18,3743 MPa
-12,91 Mpa
unde: k = 0,3
2,73194 MPa
15,6424 MPa
Coeficientul de siguranta la solicitarea de torsiune:
8,87257
unde:
1
0,1
2
280 MPa
Coeficientul de siguran global
0,97276
1
2
max
max
5,0
hbk
Ta
2
minmin
5,0
hbk
Ta
2
minmax m
2
minmax a
mak
C 1
15.1...1
k
1
22
CC
CCC br
Mecanismul de distributie 87
Sistemul de distributie trebuie:
sa asigure un grad de umplere v si de evacuare ev ridicat;
sa asigure o distributie uniforma a fluidului proaspat in cilindri
organele de actionare a supapelor: arborele de distributie, tachetul.
Supapele
Elementele dimensionale ale supapei:
Unghiul = 45o
dc -diametrul canalului de admisie sau evacuare n poarta supapei
36 mm
35 mm
di - diametrul canalului
31 mm
30 mm
b - latimea suprafetei de etansare
Mecanismul de distributie este un subsistem al motorului cu ardere interna care asigura
realizarea schimbului de gaze dintre cilindrul motor si mediul exterior, respectiv umplerea
cilindrului cu incarcatura proaspata si evacuarea produselor de ardere. Aceasta functie este
realizata prin deschiderea si inchiderea periodica a orificiilor de admisie si evacuare.
sa asigure o functionare silentioasa la schimbul de gaze (sa reduca zgomotul
produs la curgerea gazelor si de piesele mecanismului in miscare prin reglajul
jocurilor functionale)
sa fie simplu in fabricatie si intretinere, ieftin si sa asiigure o fiabilitate inalta in
functionare
Partile componente ale mecanismului de distributie se pot organiza in doua grupe:
grupa supapei: alcatuita din supapa, ghidul supapei scaunul supapei arcurile si
piesele de fixare;
Sunt supuse unor sarcini dinamice si temperaturi
ridicate, aceste conditii necesitand un material
foarte rezistent. Pentru acestea se folosesc oteluri
aliate cu Cr (9%) si Si (3,5%).
Dd ca )50,042,0(
Dd ce )45,040,0(
caia dd 865.0
ceie dd 865.0
2 mm
2 mm
rc - raza de racordare a capului supapei cu tija
7 mm
6 mm
d - diametrul tijei
10 mm
9 mm
l - lungimea tijei
113 mm
109 mm
a - grosimea talerului
4 mm
3 mm
scaunul supapei:
grosime radiala de:
4 mm
3 mm
inaltime de:
7 mm
7 mm
inaltimea de ridicare
9 mm
9 mm
Bucsele de ghidare
Au grosimi de perete intre (2,54,0)mm
se adopta grosimea: 3 mm
Lungimea bucsei intre: (1,752,50)dc
cadb )12,005,0(
cedb )12,005,0(
caca dr )25,016,0(
cece dr )25,016,0(
caa dd )40,0..30,0(
cee dd )40,0..30,0(
caa dl )5,35,2(
cee dl )5,35,2(
caa da )12,008,0(
cee da )12,008,0(
caa da )12,008,0(
cee da )12,008,0(
caa dS )25,018,0(
cee dS )25,018,0(
caas dh )30.0...18.0(max
cees dh )30.0...18.0(max
se adopta : pentru supapa de admisie: 62 mm
pentru supapa de evacuare: 61 mm
Arcurile
Tachetii
Razele de curbura ale suprafetei de lucru:
850 mm
Camele au in acest caz generatoarea inclinata fata de axa arborelui cu unghiul:
10 '
Alegerea fazelor de distributie
= 50 oRAC
= 20 oRAC
= 20 oRAC
= 50 oRAC
Parametri principali ai distributiei
Se fac din sarma de otel pentru arcuri, Arc4, Arc5, de (35)mm diametru si se monteaza
uneori cate doua pentru a reduce inltimea chiulasei.
Realizarea unei bune evacuari a gazelor arse si a unei umpleri cat mai bune a cilindrului cu
gaze proaspete, respectiv obtinerea unei diagrame de pompaj cat mai favorabile, sunt direct
dependente de fazele de distributie.
deschiderea supapei de evacuare trebuie sa se faca cu un avans optim pentru a se
consuma un lucru mecanic minim la evacuarea gazelor arse si a se pierde cat mai putin
lucru mecanic de destindere a gazelor.
inchiderea supapei de evacuare trebuie sa se realizeze cu o intarziere optima pentru a se
fructifica la maxim efectul inertiei coloanei de gaze pana ce acesta este anulat de
depresiunea formata in cilindru
deschiderea supapei de admisie necesita un avans optim la care se asigura trecerea
unei cantitati cat mai mici de gaze arse din cilindru n conducta de admisie, pierderi
gazodinamice cat mai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie si in
final o umplere cat mai completa a cilindrului cu gaze
inchiderea supapei de admisie trebuie realizata cu o astfel de intarziere incat sa se
utilizeze la maxim, in folosul umplerii, efectul inertional al coloanei de gaze proaspete
mmR )1000...700(
)'15...7(
Admisie
Viteza de curgere a gazelor prin canal
86,8817 m/s
unde: ia - numarul de supape de admisie
ia = 1
Wm - viteza medie a pistonului
Wm = 9,863 m/s
Aria sectiunii efective de trecere
674,853 mm2
Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxa
634,695 mm2
92,3788 m/s
Evacuare
Viteza de curgere a gazelor prin canal
91,2801 m/s
unde: ie - numarul de supape de evacuare
ie = 1
Wm - viteza medie a pistonului
Wm = 9,863 m/s
Aria sectiunii efective de trecere
642,334 mm2
aaia
mcaidd
DWW
)(22
2
)(4
22
aiaca ddA
)cossincos( 2maxmaxmax asiaasas hdhA
as
msaA
DWW
max
2
4
eeie
mceidd
DWW
)(22
2
)(4
22
eiece ddA
Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxe
604,112 mm2
97,0555 m/s
9 mm
9 mm
a = 250 oRAC
e = 250 oRAC
a = 125
e = 125
Profilul din arce de cerc
Construirea profilului camei din arce de cerc
r0 - raza cercului de baza al camei
16 mm
Calculul cinematic i dinamic al mecanismului de distribuie
Calculul cinematic al mecanismului de distribuie presupune determinarea profilului camei
folosit pentru comada deschiderii supapelor, trasarea curbelor de variaie a ridicrii, vitezei
i acceleraiei tachetului care vor fi apoi folosite n calculul dinamic i de rezisten al
pieselor ce compun mecanismul de distribuie.
Datele iniiale de proiectare pentru profilarea camei sunt nlimea maxim de deschidere a
supapei h max , n mm, i durata deschiderii supapei , n 0RAC
)cossincos( 2maxmaxmax esieeses hdhA
es
mseA
DWW
max
2
4
aaT hh maxmax
eeT hh maxmax
aTa hr max)0,25,1(0
eTe hr max)0,25,1(0
16 mm
r1 - raza cercului lateral
90 mm
91 mm
r2 - raza cercului mic
5 mm
5 mm
Profilul camei fara soc polinomial
unde:
p = 10
q = 18
r = 26
s = 34
este unghiul curent al camei considerat de la varful acesteia
- unghiul total al profilului camei
= 125 oRAD
C2, Cp, Cq, Cr, Cs, sunt constante ce se determin din condiii
-1,61865
1,29492
Metoda polinomial W. Dulley consider pentru fiecare poriune a camei o variaie a
acceleraiei de tip polinomial avnd termenii polinomului de grade corespunztoare unei
progresii aritmetice
p,q,r,s sunt exponenti succesivi determinati in progresie aritmetica de
ratie p-2;
eTe hr max)0,25,1(0
aTa hr max)1810(1
eTe hr max)1810(1
])2
cos()([2
)2
cos()()(2)()(
1010
010
2
1
2
01
22
0
2
max
maxmax
a
a
aaaTa
aaaaTaaaaaTa
a
rrrhr
rrhrrrrhr
r
])2
cos()([2
)2
cos()()(2)()(
1010
010
2
1
2
01
22
0
2
max
maxmax
e
e
eeeTe
e
eeeTeeeeeTe
e
rrrhr
rrhrrrrhr
r
h h CT i
i
i p q r s
max, , , ,
12
V h i CTk
i
i
i p q r s
max, , , ,
1
2
j h i i CTk
i
i
i p q r s
max ( ), , , ,
2 2
2
1
)2()2()2()2(2
srqp
srqpC
)()()()2(
2
psprpqp
srqC p
-1,0791
0,49805
-0,09521
168,713 g
160,584 g
unde:
m'd = 25 g/cm2
Calculul arcurilor de supapa
1669,13 N
2837,52 N
unde: K - coeficient de rezerva K=1,6..2,0
K = 1,7
AC - aria sectiunii de trecere a canalului in care se monteaza
supapa
Arcul trebuie s menin supapa nchis i s asigure legtura cinematic ntre ea i cam
cnd forele de inerie tind s desprind tachetul sau supapa de cam. Pentru a face fa
acestor cerine trebuie ca fora arcului Fr s fie mai mare dect fora de inerie Fj a
mecanismului dat de acceleraiile negative
Forta minima a arcurilor se determina din conditia nedeschiderii supapei la depresiunea din
cilindru
Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului de distribuie.
La calcule prealabile cand masa elementelor distributiei nu se cunoaste, masa
redusa se alege in raport cu sectiunea de trecere a canalului in care se monteaza
supapa AC.
m'd - masa constructiva redusa a mecanismului de distributie
m'd=(2030)g/cm2, pentru mecanisme cu actionare directa
)()()()2(
2
qsqrpqq
srpCq
)()()()2(
2
rsqrprr
sqpCr
)()()()2(
2
rsqspss
rqpCs
Cdd Amm
Cadda Amm
Cedde Amm
jr FKF
jmF dj
j - acceleratia supapei
j = 9,89328 m/s2
Forta a gazelor care tinde sa deschida supapa de evacuare:
85,6034 N
Forta care tinde s dschida supapa de admisie
119,916 N
Calculul dimensiunilor arcului
Dr - diametrul mediu al arcului
29 mm
Forta Fr solicita spirele la torsiune cu momentul:
40991,7 Nmm
Efortul unitar de torsiune este:
5495,33 N/mm2
unde: - coeficient ce depinde de raportul diametrelor Dr/d
= 1,24
d - diametrul sarmei
3,61159 mm
Diametrul sarmei arcului:
3,61159 mm
4
09.02ceg
dF
ev
4
12.02caga
dF
cacar ddD 85,0)9,08,0(
2
rr
DFM
8
rDd
3
8
d
DF rr
3 max
8
rr DFd
Se adopta : d = 3,7 mm
Sageata la montaj:
fo = 1,4 mm
Sageata maxima:
10 mm
Numarul de spire active:
7,21418 se adopta ir = 6 spire
unde: G -modulul de elasticitate transversal
G =0,83104= 8300 N/mm
2
max =rezistenta admisibila maxima
max = 600 N/mm2
Numarul total de spire:
6 spire
0,5 mm
Pasul spirelor pentru arcul in starea libera
6 mm
Lungimea arcului la deschiderea complet a supapei
25,2 mm
Lungimea arcului la nchiderea supapei
34 mm
Lungimea arcului n stare liber
36 mm
Pasul spirelor se alege astfel ca la deschiderea complet a supapei ntre spirele arcului s
rmn un joc min
max0max sahff
max
max
r
rD
fdGi
)3...2(rii
)9,05,0(min
minmax
ri
fdt
minmin ridil
maxmin0 hll
00maxmin flfll l