50 kw
4000 rot/min
4
liniar
1005 cm3
73 mm
66 mm
99,3585*10⁵ N/m2
Student:Sfetcu Alexandru
AR Grupa 1104
Motor cu aprindere prin comprimare-supraalimentat
Presiunea maxima a gazelor:
DATE DE PROIECTARE
Putere nominala P =
Turatia nominala n =
Numar cilindrii i =
Dispunerea cilidrilor:
Cilindreea totala Vt =
Cursa pistonului S =
Alezajul D =
PROIECTAREA BLOCULUI MOTOR
Blocul motor trebuie sa asigure conditiile de rigiditate impuse si sa asigure fixarea camasilor demontabile. Pentru
marirea rigiditatii blocul motor se nervureaza la interior si la exterior. Un alt avantaj al nervurarii este ca permite ca
grosimea peretilor sa fie mai mica, pentru fonta peretii pot fi de 4..5 mm, scazand astfel masa blocului si masa
toatala a motorului. Pentru o racire buna se prevede ca grosimea stratului lichidului de racire in jurul camasilor
demontabile umede sa fie de 4...8 mm
Alegem bloc motor cu camasi demontabile umede. Astfel vom folosi materiale mai bune pentru fabricarea
camasilor demontabile, iar pentru bloc vom folosi o fonta mai ieftina, Fc240. Blocul se va realiza prin turnare.
Din punct de vedere structural blocul motorului indeplineste rolul de schelet al motorului, el servind la
fixarearea si amplasarea diverselor mecanisme si subansamble.
PROIECTAREA CHIULASEI
h=0.1*D
h=0.1*96 = 9,6mm
h1=6mm grosimea adoptata pentru ceilalti pereti
Volumul camerei de ardere= 0,01479 dm3
grosimea peretelui de asezare pe blocul motor
Chiulasa motorului trebuie sa asigure suport pentru arborele cu came, pentru supape si sa asigure
canale pentru ungere si spatii pentru lichidul de racire. Chiulasa trebuie sa aiba o circulatie buna a
lichidului de racire prin ea (viteza de-a lungul peretilor a lichidului trebuie sa fie de minim 15 m/s )
deaorece aici se disipa cea mai multa caldura provenita de la ardere si de la gazele de evacuare.
Chiulasa mai trebuie sa asgure o rugozitate cat mai mica pentru canalele de admisie si evacuare pentru
a reduce pierderile gazodinamice.
Materialul folosit pentru fabricarea chiulasei este aluminiul, simplu sau aliat , si fonta . In cazul
nostru alegem o chiulasa de aluminiu. Pentru asigurarea rigiditatii, grosimea peretelui de asezare pe
blocul motor trebuie sa fie 0,08…0.1 *D iar la ceilalti pereti de 5...7 mm.
Avand in vedere ca motorul nostru este unul cu aprindere prin comprimare cu injectie directa in
camera de ardere si are o capacitate cilindrica mica ( motor de autoturism), ne rezulta ca vom folosi o
chiulasa de tip monobloc. Acest tip de chiulasa are o constructie simpla deoarece la acest tip de motor
camera de ardere este in piston, iar chiulasa este plata pe partea dinspe cilindrii.
Camera de ardere tip semisferic
Calculul chiulasei la solicitari mecanice
In timpul functionarii motorului ,chiulasa suporta un complex de solicitari variabile in timp datorate:
variatiei presiunii gazelor din cilindru,tensiunilor aparute la strangerea chiulasei pe bloc,
tensiunilor termice remanente in chiulasa dupa turnare si tensiunilor termice determinate
de incalzirea inegala a diferitilor pereti.
PROIECTAREA CILINDRULUI
Calculul cilindrului
Din calculul termic a rezulatat:
• valoarea alezajului:
D = 66 mm
• presiunea la sfarsitul arderii p g
p g = 99,3585 *105 N/m
29,93585 N/mm
2
Grosimea peretilor se adopta din conditii de rigiditate:
pentru MAC d= 0,07∙D mm
4,6 mm 5
Pentru constructia cilindrului se alege fonta cu ζl = 38…59 [N/mm2]
Dimensionarea peretelui cilindrului se poate realiza si din relatia
tensiunilor in plan longitudinal.
d = 0.07∙D=
Se adopta ca solutie constructiva camasa de cilindru umeda cu perete de sprijin
la partea superioara
50 N/mm2
δ= 7 mm
Camasa umeda a cilindrului se verifica ca tensiunile sumare sa nu
depaseasca valorile admisibile.
Tensiunea de intindere in sectiunea transversala
unde: pg - presiunea maxima a gazelor [N/mm2]
D 1 =2∙d+D= 75 mm
D med = 71 mm
σ t = 26,8 N/mm2
Tensiunea de incovoiere este data de relatia
adopta σ l =
0 5, D pg
l
t g
med pD
0 25,
medDD D
1
2
i = (N h )
W
max
W= 17057,7 mm3
σ i = 8,6 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= 3664 N
Tensiunea totala are urmatoarea expresie:
σ Σ = 35 N/mm2
se adopta h=
W = 32
D - D
D
14 4
1
= + t i
Pe unitatea de lungime actioneaza forta:
58011,2 N/mm
unde:
• Dm diametrul mediu de etansare
Alte dimnesiuni adoptate:
• De - diametrul de etansare
79 mm
• Dg - diametrul gulerului
85 mm
• Ds - diametrul zonei de centrare
80 mm
• Dm diametrul mediu de etansare
76 mm
Momentul incovoietor care actioneaza in gulerul camasii este dat de relatia:
La proiectarea cilindrilor care se sprijina pe un guler la partea
• Fs - forta de strangere a camasii pe
4
3.1
2
gnaxm
s
mmDDe 5...31
mmDD eg 6
2
DDD
g
m
mmDDs e 1
869,311 Nmm
unde :
4 mm
Inaltimea gulerului cilindrului Hg:
7 mm
unde : ζai= 80 Mpa
Tensiunea egala pentru o portiune egala cu unitatea este:
120 Mpa
Elemente de etansare a cilindrilor
• y - reprezinta bratul dintre cele doua
Etansarea cilindrului la partea superioara fata de gazele arse se realizeaza cu
garnitura de chiulasa iar fata de lichidul de racire în partea inferioara cu garnituri a
caror forma depinde de solutia constructiva adoptata.
m
s
iD
yFM
2
2m
sgD
DD
y
2
6
gm
si
HD
yF
ai
iMHg
5.16
Garnitura de chiulasa
Etansarea fata de lichidul de racire
Se alege inel O cu diametrul sectiuinii d :
d = 4 mm
Dimensiunile canalului de etansare:
In cazul de fata ca solutie constructiva se alege pentru etansarea chiulasei cu
blocul motor garnitura de chiulasa metaloplastica.
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 2…3 [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 1…2 [mm] mai mari decat diametrul acestora.
Etansarea fata de lichidul de racire se realizeaza cu inele din cauciuc montate in
canale executate în camasa.
Se deformeaza sub efectul de strangere a chiulasei, in timpul arderii cand
presiunea gazelor tinde să 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 în 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.
• Latimea canalului b :
b = 5,4 mm
• Adancimea t :
t = 3,5 mm
Functiunile pistonului:
-transmite bielei,prin intermediul boltului,forta de presiune a gazelor;
-transmite cilindrului reactiunea normala,produsa de biela;
-etanseaza,impreuna cu segmentii,camera de ardere;
-evacueaza o parte din caldura degajata in procesul de ardere;
-contribuie la dirijarea gazelor in cilindru;
-in cazul motorului cu aprindere prin compresie ,poate influenta
favorabil randamentul arderii prin participarea sa la procesul
de formare a amestecului;
-contine partial sau integral,camera de ardere.
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
PROIECTAREA PISTONULUI
Din punct de vedere constructiv, ansamblul piston, are urmatatoarele elemente functionale:
N
p
ev LD
A2
2
D- diametrul cilindrului
Db- diametrul exterior al boltului
SB - grosimea capului pistonului
Calculul pistonului
• 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]
Elementele dimensionale ale capului pistonului pentru motorul cu aprindere prin comprimare
HN - distanţa de la generatoarea alezajului
• Se alege piston cu cap prevazut cu o degajare de forma omega
• Pistonul se face din aliaj de Al pe baza de Si din grupa aliajelor eutectice.Marca
• Modulul de elasticitate: E=7500 [daN/mm2]
HM - înălţimea camerei de ardere din capul
N
p
ev LD
A2
2
• 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 ρ = 2,68…2,70 [kg/dm3]
Calculul pistonului la solicitari mecanice
N
p
ev LD
A2
2
Calculul capului pistonului
Pistonul are in cap o degajare al carui volum reprezinta 20 % din cel al
camerei de ardere.
• Lungimea pistonului H
H = 0,800...1.500∙D = 66 mm
se adopta : H = 60 mm
• Lungimea mantalei L
L = 0,500…1,000∙D = 39,6 mm
se adopta : L = 40 mm
• Inaltimea de compresie l l
ll = 0,550…0,850∙D = 46,2 mm
se adopta: ll = 44 mm
• Inaltimea de protectie a segmentului de foc h
h = 0,100…0,180∙D 6,6 mm
se adopta: h = 5,5 mm
• Grosimea flancului h c
Pistonul se schiteaza in raport cu solutiile constructive alese. Dimensiunile alese se
adopta pe baza datelor statistice.
N
p
ev LD
A2
2
hc = 0,045…0,550∙D= 3,3 mm
se adopta: hc = 3 mm
• Grosimea capului δ
δ = 0,140…0,170∙D 9,9 mm
se adopta: δ = 7 mm
• Distanta dintre bosajele alezajului boltului b
b = 0,250…0,500∙D = 26,4 mm
se adopta: b = 25 mm
unde: di - diametrul interior al capului pistonului [m];
ζrl - unitar(ζa=200…300 105 [N/m
2] pentru aluminiu);
pgmax - presiunea maximă a gazelor din cilindrul motorului [N/m2].
di/D= 0,93...0,98
61 mm 61,38
ζrl= 141471788,8 N/m2
1414,72 ∙105 N/mm
2
• Capul pistonului se verifica in ipoteza ca acesta este o placa circulara incastrata pe contur, de
se adopta di=
N
p
ev LD
A2
2
rl gmax
i2
2p
d
0 1875 1,
• Diametrul fundului segmentului d :
d = D - 2 ∙( jr + t ) = 57 mm
t = grosimea radiala a segmentului 2…4mm
t = 3 mm
jr = jocul radial al segmentului jr = 1,3 mm pt D < 100mm
jr = 1,3 mm
Calculul profilului pistonului:
Pentru a se obtine o rigiditate maxima a pistonului,alezajele pentru
bolt se plaseaza la o distanta cat mai mica de capul sau.
Ca urmare a actiunii presiunii gazelor si a incalzirii pistonul se deformeaza.
Datorita caracterului repartiei fluxului termic,pistonul se va doforma
neuniform.
• temperatura cilindrului :150……350 oC
Tc = 250oC 523,2 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:
N
p
ev LD
A2
2
• Camasii (fonta): αc = (10…12) ∙ 10-6
1/K
αc = 10,7 ∙10-6
1/K
• Pistonului (Aluminiu): αp = (20,5…21,5) ∙ 10-6
1/K
αp = 20 ∙10-6
1/K
φ' s = 0,002…0,003 în zona superioară a pistonului
θ's = 0,0025 mm
φ' i = 0,001…0,002 în zona inferioară a mantalei
θ'i = 0,0015 mm
Jocurile diametrale in stare calda in zona superioara si inferioara
0,17 mm
0,10 mm
Diametrul pistonului la cald la partea superioara:
D p = D - Δ's = 65,84 mm
65,69 mm
Pentru asigurarea unei functionari normale a pistonului este necesar ca jocul relativ in stare
Diametrul exterior al pistonului in stare rece la partea superioara si partea inferioara
N
p
ev LD
A2
2
Dss
Dii
)(1
')](1[
0
0
TT
TTDD
pp
scc
ps
65,76 mm
0,31 mm
0,24 mm
Calculul zonei port-segmenti
Valorile eforturilor uniotare se calculeaza astfel:
• la incovoiere
45 Mpa
unde:
• la forfecare
• r raza fundului pistonului [mm]
• Mi momentul incovoietor care solicita umarul canalului
• Wz modulul de rezistenta la incovoiere
• Rp raza pistonului [mm]
Jocurile diametrale în stare rece în zona superioară şi inferioară
Umarul canalului pentru segment este supus la solicitari de incovoiere si forecare
N
p
ev LD
A2
2
h
rRp
W
M
c
p
gmax
z
ii
2
28,2
)(1
')](1[
0
0
TT
TTDD
pp
icc
pi
psDDs
piDDi
8 Mpa
unde: pg - presiunea maxima
pg = 9,93585 N/mm2
• efortul unitar echivalent:
47 Mpa
ζech = 14.4 Mpa < ζecha=45 Mpa
Ea se verifica la compresie:
41 ∙105 N/m
2
unde : AA - aria sectiunii reduse
AA = 831 mm2
ζc = 15∙105 [N/m
2] < ζac = 200…450∙10
5 [N/m2]
In regiunea port-segment , sectiunea A-A, din dreptul segmentului de ungere este
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.
N
p
ev LD
A2
2
p
rR
rRpg
p
pg
f 76,076,0
22
22
22
iech 4
A
Dp
A
2p
gmaxc4
• Pentru partea superioara a capului pistonului
57,2359 mm
unde :
l = 32 mm
pme = presiunea medie efectiva
pme = 1,5 N/mm2
• Pentru partea inferioara a zonei port-segmenti
53,4813 mm
unde :
l' = 16 mm
pme = presiunea medie efectiva
pme = 1,5 N/mm2
Calculul mantalei pistonului
l = distanta de la fundul pistonului la
l' = distanta de la planul care delimiteaza zona
Presiunea specifica pe mantaua pistonului pentru a preveni intreruperea pelicului
de ulei, nu trebuie să depaseasca o anumita valoare determinata conventional:
N
p
ev LD
A2
2
p
l
Ddd me
2p2
2
1 02135,0
pl
Ddd me
2p2
2
2 0513,0
0,64968 N/mm2
unde:
Nmax = 3664 N
LN - lungimea mantalei [m]
LN /D= 0,6...1,1
LN = 40 mm
8273,07 mm2
- in planul axei boltului
57,3328 mm
unde :
l1 = 50 mm
pme = presiunea medie efectiva
pme = 1,5 N/mm2
Grosimea peretelui mantalei respectiv diametrele interioare se determina cu
• Nmax - forta normala care actioneaza intr-un plan
l1 = distanta de la partea inferioara a pistonului
• Aev - aria suprafetei proiectata pe un plan normal pe axa
N
p
ev LD
A2
2
evNp
smALD
Np
max
p
l
Ddd me
2p2
2
1
3 02135,0
- la partea de jos a mantalei
57,35464 mm
unde :
l1' = 22 mm
pme = presiunea medie efectiva
pme = 1,5 N/mm2
Calculul jocurilor segmentului in canal
Grosimea segmentului, b :
3,6
unde: • K - constanta
K = 0,08
• p gmax - presiunea maxima din cilindru [daN/mm2]
• σ a - efortul unitar admisibil, ζa = 5,5…6,5 [daN/mm2]
ζa = 6,5 [daN/mm2]
Distanta dintre segment si umarul de piston j a :
l1' = distanta de la partea inferioara a pistonului
N
p
ev LD
A2
2
p
l
Ddd me
2p2
2
1
4 00772,0
a
gmaxp pK
Db
1
1002
paDT
b
tfj
ja1 = 0,076 mm
ja2 = 0,024 mm
ja3 = 0,036 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 = 3 mm
• b - grosimea axiala a segmentului [mm]
b = 2 mm
• α 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]
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
N
p
ev LD
A2
2
Proiectarea segmentilor
Se adopta fonta aliata cu grafit nodular avand urmatoarele caracteristici:
• duritatea 300 …380 HB
• ζr > 500 N/mm2
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 în 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
de cost.
Se adopta solutia cu trei segmenti (doi de compresie si unul de ungere) deoarece
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;
J r - jocul radial al segmentului; J r = 1/2(d is - d ic )
t c - dimensiunea radiala a canalului
Calculul segmentilorCalculul segmentului urmăreşte următoarele obiective:
• Sa se verifice ca tensiunile care apar in segment la deschiderea lui
pentru montaj sa nu depaseasca limita admisibila
• Sa se stabileasca forma în 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
4,166 N/mm2
• coeficientul ce depinde de forma epurei de presiune a segmentului ρ :
ρ = 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 = 3 mm
2,86957
sau
12,330
unde:
• 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
• tensiunea admisibila ζa,
ζa = 580 N/mm2
• coeficient Km,
Km = 1,742
• inaltimea radiala a segmentului:
• pentru segmentii de etansare:
b = 2 mm
• pentru segmentii de ungere:
b = 3 mm
Calculul tensiunilor in segment la montaj
144,152
unde:
• m - coeficient care depinde de metoda de montare pe piston
m = 2 pt montaj cu ajutorul clestelui
Calculul tensiunii maxime in segment
502,227
3
1
1
121
'2
0
max
t
D
t
s
E
m
2max
)1()3(
2
t
Dt
S
EK m
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
αs = 12 ∙10-6
1/K
• coeficientul de dilatare al cilindrului
αc = 12 ∙10-6
1/K
Verificarea segmentului la dilatare se rezuma la determinarea rostului la montaj
Δ3 in vederea evitarii pericolului unui impact al capetelor cu dilatarea, sau a unui
rost prea mare care ar periclita etansarea
Δ1 = (0,11…0,20) =
Δ2 = (0,3…0,7) =
Δ1 = (0,009…0,15)=
Δ2 = (0,3…0,7) =
Δ1 = (0,03…0,8) =
Δ2 = (0,5…1,5) =
)('33 ccss ttD
• αs = αc = 12 ∙10-6
1/K
• incalzirea segmentului
Δts = (ts -tc) = (150…..200) K
Δts = 150 K
• incalzirea cilindrului
Δtc = (tc -t0) = (80…..150) K
Δts = 100 K
• primul segment de compresie
0,264 mm
• al 2-lea segment de compresie
0,198 mm
• segmentul de ungere
0,099 mm
Jocul la capetele segmentului in stare calda
0,132 mmΔ'3 = (0,0015…0,0030) ∙ D =
Δ3 = 0,004∙D =
Δ3 = 0,003∙D =
Δ3 = (0,001…0,002) ∙ D =
PROIECTAREA BOLTULUI
Se alege ca solutie constructiva bolt flotant
Boltul este confectionat din otel aliat 41MoCrNi13
Calculul boltului
Dimensionarea
Diametrul exterior d e [mm]
de= (0,34…0,38)∙D =0,36∙D = 23,03 mm
Diametrul interior d i [mm]
di = (0,60…0,75)∙de= 0,68∙de = 16 mm
Lungimea bolţului l [mm]
l = (0,88…0,93)∙D = 0,88∙D = 58 mm
Lungimea de contact cu piciorul bielei l b [mm]
lb = (0,32…0,42)∙D = 0,28∙D = 23 mm
Proiectarea boltului trebuie să 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.
30
e
edl
F)(
Verificarea la uzura
Schema de calcul este aratata în fig:
Schema de calcul a boltului
Conventional se considera că forta care solicita boltul este:
27128 N
Rezistenta la uzura poate fi apreciata dupa marimea valorilor presiunilor specifice în
piciorul bielei (p b ) şi în umerii pistonului (p p ).
30
e
edl
F)(
14
2
maxmaxrmp
DFFF pg
2
jg p
mp= 0,85 kg
mb= 1,02 kg
m1b= 0,28 kg
m2b= 0,74 kg
mcb= 0,2 kg
R= 0,036 m
ω= 419 rad/sec
λ=1/3.6= 0,278
33992,5 N
-6864,44 N
Presiunea în locasurile din piston
37 Mpa < Ppa =25….54Mpa
lp = 16 mm
Presiunea în piciorul bielei
50,98 Mpa
Verificarea la încovoiere
Tensiunea maxima determinata de momentul incovoietor la mijlocul boltului
30
e
edl
F)(
max
2
max4
gg pD
F
ld
Fp
p
p2
ld
Fp
b
b
)1(2 RmF pjp
409,89 < ζi = 500 N/mm2
unde:
0,68
0 N
Pgmin = 0 N/m2
0 N/mm2
F jpmin = 9336,45 N
F min = 9336,45 N
141,069 N/mm2
Efortul unitar mediu (ζm ) şi amplitudinea eforturilor unitare (σ a ) se determină cu
275,479 N/mm2
Tensiunea minima determinata de momentul incovoietor la mijlocul boltului
30
e
edl
F)(
42 12,1
45,0
e
bi
d
j)llF
d
d
e
i
min
2
min4
gg pD
F
42min12,1
45,0
e
bi
d
j)llF
2
iminimaxm
134,411 N/mm2
• rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de incovoiere
ζ-1 = 340…380 N/mm2 pentru otel aliat
ζ-1 = 360 N/mm2
• rezistenta la oboseala pentru ciclul pulsator de incovoiere
540 N/mm2
• coeficientul tensiunilor
0,33333
• coeficientul efectiv de concentrare la solicitări variabile: βk
βk = 1
• factorul dimensional: ε = 0,8...0,9
ε = 0,85
• coeficientul de calitate al suprafeţei
bolţ cementat cu suprafaţa lustruită: γ = 1,5…2,5
γ = 2
Pentru boltul fix în biela, ciclul este asimetric, iar coeficientul de siguranta se
Pentru parametrii care intra în relatiile de calcul ale coeficientului de siguranta se pot
30
e
edl
F)(
2
iminimaxm
2
iminimaxa
1-6,14,10
0
02 1-
2,1066
Verificarea la forfecare
Tensiunea unitara la forfecare se determina cu relatia:
118,433 N/mm2
δa = 150 N/mm2
Calculul la ovalizare
Valoarea admisibilă a coeficientului de siguranţă la încovoiere pentru bolţul fix în
Verificarea la forfecare se realizeaza in sectiunile dintre partile frontale ale bosajelor si
Valoarea admisibila a efortului unitar este de (150…220)N/mm2 pentru otel carbon
Valorile eforturilor unitare de ovalizare in sectiunile caracteristice se obtin din conditiile
30
e
edl
F)(
mak
1c2
41
185,0
d
F2e
2
10
e
idl
F)(
304,168 N/mm2
ε1 = 15
212,918 N/mm2
ε2 = 10,5
141,945 N/mm2
ε3 = 7
243,334 N/mm2
ε4 = 12
repartitia sarcinii Valorile marimilor:
K, ε1, ε2, ε3, ε4,
30
e
edl
F)(
10
e
idl
F)(
290
e
idl
F)(
490
e
edl
F)(
Deformatia maxima de ovalizare
0,03186 mm
unde: • E = 210000
• K= 1,1
Δ' = (0,0005…0,002)∙deb = 0,04607 mm
Calculul jocului la montaj
Jocul de montaj dintre bolt si locasul sau din piston
0,00321
unde: • coeficientul de dilatare al materialului boltului
αol = 12 ∙10-6
1/K
• coeficientul de dilatare al materialului pistonului
αal = 19 ∙10-6
1/K
Se recomanda ca deformatia de ovalizare sa fie mai mica decat jocul radial la cald
30
e
edl
F)(
K
El
F
1
109,0
3
max
0
00
1 tt
ttttd
pAl
pAlb0le
• tb temperatura boltului, K
tb = 423 K
• tp temperatura pistonului, K
tp = 473 K
• t0 tempratura mediului ambiant, K
t0 = 293 K
Deoarece tp > tb şi αAL >αol este posibilă apariţia de jocuri negative
In cazul in care boltul este fix în piciorul bielei functionarea la pornire este posibila
numai dacă boltul se monteaza cu joc in locasurile din piston, joc care in timpul
functionarii se poate mari.
30
e
edl
F)(
Calculul bielei
Calculul piciorului bielei
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.
Dimensiunile piciorului bielei
Se alege ca solutie constructiva bolt flotant .
• Diametrul exterior al piciorului bielei de,
34,551 mm
se adopta : de = 34 mm
• Diametrul interior al piciorului bielei di,
27 mmdi = d + 2 ∙ hb =
de = (1,30…1,70) ∙ d =
• Grosimea radiala a piciorului bielei hp,
3,68544 mm
se adopta : hp = 3,5 mm
• Grosimea radiala a bucsei hb,
1,84272 mm
se adopta : hb = 2 mm
• Lungimea de contact a boltului cu piciorul bielei a,
a = 23 mm
Solicitarea de intindere
6864,44 N
unde:
• mp - masa pistonului
mp = 0,85 kg
• r - raza arborelui cotit
r = 0,036 m
• ω - viteza unghiulara a arborelui cotit
ω = 419 rad/sec
• λ = 0,27778
hp = (0,16…0,20) ∙ d =
hb = (0,080…0,085) ∙ d =
Forta de intindere are valoarea maxima cand forta datorata presiunii gazelor este minima,
12rmFF pjî p
Schema de calcul a piciorului bielei la intindere
Tensiunile unitare produse de forta de intindere se determina in urmatoarele ipoteze:
• forta de intindere este distribuita uniform pe jumatatea superioara a piciorului
21296,5 N∙mm
2319,55 N
• piciorul bielei reprezinta o grindă curba incastrata in zona de racordare a piciorului cu
In cazul in care unghiul de incastrare θi >90o, momentul incovoietor si forta normala in
îîmîîmî rFrNMM cossin5,0cos100
îîîîî FNN cossin5,0cos0
unde:
• Mo - momentul incovoietor in sectiunea B-B determinat de forta de intindere
-3032,38 N∙mm
• No - forta normala în sectiunea B-B determinata de forta de intindere
3914 N
• θi se introduce în radiani
130o
2,26893 rad
• rm - raza medie
15,259 mm
0,76166
unde: • Ab - aria secţiunii bucsei Ap=2*hb*a
Ab = 92,4 mm2
se adopta θi =
θi =
In sectiunea de incastrare momentul incovoietor si forta normala solicita atat piciorul bielei
0297,000033,00 îmî rFM
îîFN 0008,0572,00
4
ie
m
ddr
E
E
A
AK
a
BZ
p
b1
1
• Ap- aria secţiunii piciorului Ab=2*hp*a
Ap = 161,7 mm2
• EBZ- modulul de elasticitate al materialului bucsei sau boltului presat
EBZ = 1,15 ∙105 N/mm
2
• EOL- modul de elasticitate al materialului bielei
EOL = 2,1 ∙105 N/mm
2
-468,703 N/mm2
442,434 N/mm2
Solicitarea de compresiune
Tensiunile în sectiunea de incastrare A-A pentru fibra interioara (ζîi ), respectiv exterioară (ζîe)
p
î
pmp
pm
îîha
Nkhrh
hrM
i
1
2
62
p
î
pmp
pm
îîha
Nkhrh
hrM
e
1
2
62
Schema de calcul a piciorului bielei la compresiune
27128 N
• Forta de compresiune este distribuita sinusoidal pe jumatatea inferioara a piciorului.
-1344,96 N∙mm
Momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare A-A, determinate de forta
de compresiune pot fi calculate cu relatiile:
• Piciorul bielei se considera o grinda curba incastrata in zona de racordare cu corpul
Forta de compresiune are valoarea maxima cand presiunea din cilindru are valoarea
Calculul tensiunilor produse in piciorul bielei de solicitarea de compresiune se efectueaza în
14
22
max
rmpD
F pgc
cc
c
mccmc rFrNMM
cos
1sin
2
sincos100
112,589 N
unde: • θc se măsoară în radiani
θc = 110o
θc = 1,91986 rad
• Mo' - momentul incovoietor in sectiunea B - B
0,25 N/mm2
Mo' = 0,44447 N/mm2
• No' - forta normala in sectiunea B - B
0,9
No' = 24,4152 N
• pentru fibra interioara
32,0411 N/mm2
• pentru fibra exterioara
Mo' / Fc ∙ rm ∙ 103 =
No' / Fc ∙ 103 =
Valorile tensiunilor in sectiunea de incastrare determinate de forta de compresiune se
calculeaza cu urmatoarele expresii:
cc
c
mccmc rFrNMM
cos
1sin
2
sincos100
cc
c
ccc FNN
cos
1sin
2
sincos0
p
c
pmp
pm
ccha
Nkhrh
hrM
i
1
2
62
-25,5007 N/mm2
Solicitarea datorata presarii bucsei
• strangerea de montaj
0,007 mm
• Dilatarea termica a bucsei se determina cu urmatoarea relatie
0,01622 mm
unde: • di- diametrul interior al piciorului bielei
• coeficientul de dilatare al bucsei
αBZ = 18 ∙10-6
1/K
• coeficientul de dilatare al materialului bielei
αOL = 10 ∙10-6
1/K
• temperatura piciorului bielei t = 373…423 K
t = 373 K
• temperatura mediului ambiant tm = 273 K
tm = 298 K
•
In timpul functionarii motorului la strangerea de montaj (Δm) se adauga o solicitare
se adopta Δm =
p
c
pmp
pm
ccha
Nkhrh
hrM
e
1
2
62
mOLBZit ttd
Presiunea datorata strangerii poate fi obtinută cu expresia:
14,6717 N/mm2
unde: • ν -coeficientul lui Poisson
ν = 0,3
Valorile tensiunilor produse de presiunea pf sunt:
• in fibra interioara
65,1119 N/mm2
• in fibra exterioara
50,4402 N/mm2
Coeficientul de siguranta al piciorului bielei se calculeaza in ipoteza unei solicitari de oboseala
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
Valorile maxime şi minime ale tensiunilor ciclului sunt:
492,874 N/mm2
75,9409 N/mm2
Amplitudinea ζa şi tensiunea medie ζm a ciclului:
208,466 N/mm2
284,407 N/mm2
In aceste conditii expresia coeficientului de siguranta poate fi scrisa sub forma urmatoare:
1,23584
unde: • rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de intindere - compresiune
400 N/mm2
• coeficient de concentrare βk
βk = 1
ζ-1t= 340…400 =
îe emax
ce emin
2
minmax a
2
minmax m
mak
1- tC
• factorul dimensional ε
0,9
• coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului
0,12
• coeficientul de calitate al suprafetei
0,8
Valorile coeficientului de siguranta calculate trebuie sa fie cuprinse în intervalul 2…5
Deformaţia produsă piciorului bielei sub acţiunea forţei de inerţie se determină cu relaţia
0,01576 mm
unde: • I - momentul de inerţie al suprafeţei secţiunii piciorului bielei
23,5813 mm3
Calculul corpului bielei
• Hp = (0,048…1,0) ∙de = 0,5∙de
Hp = 17 mm
Dimensiunile caracteristice mai raspandite pentru profilul în dublu T al corpului bielei sunt
ε = (0,8…0,9) =
ψ = 0,12…0,20 =
γ = 0,70…0,80 =
IE
rF
OL
cmjp
p 6
23
10
908
12
2
phaI
• Hc = (1,10…1,35) ∙Hp = 1,20 ∙Hp
Hc = 20 mm
• hi = 0,666 ∙ Hp
hi = 11 mm
• H =l(de+dm)2
H = 107,03 mm
• B = 0,75 ∙ Hp
B = 13 mm
• a = 0,167 ∙ Hp
a = 3 mm
• l - lungimea bilelei
140 mm
• l1 - lungimea incastarta a bielei l1=
107 mm
Corpul bielei se calculeaza la oboseala fiind supus la:
• intindere de forta de inertie maxima a maselor aflate în miscare de translatie
• la compresiune de rezultanta dintre forta maxima a gazelor si forta de inertie
Dimensiunile corpului bielei
se adopta l =
se adopta l1 =
)22
(dmdl
l
9125,66 N
Tensiunile la intindere sunt:
87,2954 N/mm2
unde: A - aria sectiunii de calcul a corpului bielei
104,538 mm2
Corpul bielei este supus la compresiune de catre forta determinata cu relatia:
27127,8 N
Tensiunea de compresiune este data de relatia:
259,502 N/mm2
Tensiunile de flambaj sunt:
Calculul se realizeaza in sectiunea minima atunci forta care solicita corpul bielei la intindere
este:
1)( 2
1 rmmF bpî
A
F îî
hahHBA )(
14
2
1
2
maxrmmp
DF pbgc
A
F cc
• in planul de oscilatie:
290,643 N/mm2
• unde: ζe - limita de elasticitate
Ix - moment de inertie in planul de oscilatie
l - lungimea barei cu capete articulate
C = 0,0003
• in planul de incastrare
290,643 N/mm2
unde: ζe - limita de elasticitate
Iy - moment de inertie in planul de incastrare
l1 - lungimea barei cu capete incastrate
Insumarea tensiunilor de compresiune si de flambaj poate fi realizata dupa urmatoarele
relatii:
c
x
c
x
e
f FI
lCF
I
l
E
22
20
00050,000015,02
E
C e
c
y
e
f FI
l
Et
2
1
2
• in planul de oscilatie:
550,145 N/mm2
• in planul de incastrare
550,145 N/mm2
unde:
1,12
2,19694
unde: • ζmax tensiunea maxima:
Corpul bielei este supus la solicitari variabile, de intindere si compresiune dupa un ciclu
I
AlC
A
F
x
cfct 00
2
1
I
AlC
A
F
y
cfct îî
2
11
15,110,111
2
1
2
I
AlC
I
AlC
yx
mak
1tC
ζmax = ζto = 550,145 N/mm2
• ζmin tensiunea minima:
ζmin = ζc = 259,502 N/mm2
• ζa amplitudinea ciclului
145,321 N/mm2
• ζm tensiunea medie
404,824 N/mm2
Calculul capului bielei
Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile fusului maneton
12538,6 N
Capul bielei se racordeaza cu raze mari la corpul bielei ceea ce face neinsemnata
Solicitarea de intindere se transmite numai capacului si este determinata de forta de inertie
a pieselor aflate in miscare de translatie şi de forta centrifuga a masei bielei care efectueaza
2
minmax a
2
minmax m
cbbbpî mmmmrF 21
2 1
Calculul tensiunilor se realizează admiţând următoarele ipoteze
• Capul bielei este o bara curba continua
• Sectiunea cea mai solicitata este sectiunea de incastrare A-A
Tensiunea în fibra interioara în sectiunea de calcul este data de relatia:
120N/mm^2
unde: • I cp - momentul de inertie ale capacului
I cp =
• I cuz - momentul de inertie ale cuzinetului
I cuz =
• A cp - aria sectiunii capacului
A cp =
• A cuz - aria sectiunii cuzinetului
A cuz =
• Capacul bilei are sectiunea constanta cu un diametru mediu egal cu distanta dintre axele
• Forţa de întindere este distribuită pe jumătatea inferioară a capacului după o lege
• Cuzinetul se deformează impreuna cu capacul si preia o parte din tensiuni proportionala cu
AAW
I
I
d
cuzcp
cp
cp
cuz
c
î
4,0
1
023,0
W cp =
σ a - Rezistenta admisibilă este de 100…150 N/mm2
Calculul suruburilor de biela
spre 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
6269,28 N
1474,33 N
Pentru prinderea capacului se utilizeaza doua sau patru suruburi, din partea capacului spre
Utilizarea unor suruburi fara piulite face posibila micsorarea dimensiunilor capului de biela.
In cazul adoptarii acestei, solutii pentru surub, se fileteaza gaura din partea superioara a
capului bielei
Capul si corpul suruburilor de biela pot avea diverse forme constructive in functie de solutia
adoptata pentru capul bielei
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 marcile 40C 10,
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 şi capac.
• W cp - modulul de rezistenta la incovoiere al sectiunii
z
FF î
î1
unde : z - numarul de suruburi de pe o biela
z = 2
• Forta de strangere initiala a surubului
3685,83 N
• In timpul functionarii, asupra surubului de biela actionează forta:
3980,69 N
unde :
χ = 0,2
χ- este constanta care tine seama de elasticitatea sistemului
Tinand seama de fortele care solicita suruburile de biela, acestea se dimensionează tinand
11
5.232 îîsp FFF
1îsps FFF
Schema de calcul a capului bielei
• Diametrul fundului filetului
7,17835 mm
unde: • cc - coeficient de siguranta, cc= 1,25…3,00
cc = 2,5
c1 = 1,3
c2 = 1,2
ζc - limita de curgere a materialului surubului
ζc = 1000 N/mm2
• Diametrul partii nefiletate
7,75799 mm
• c1 - factor care tine seama de solicitarile suplimentare de
• c2 - factor care tine seama de curgerea materialului în zona
F
c
ccd
c
s
2
1
cs
4
c
scs
F4cd
Verificarea la oboseală
• Tensiunile maxime
98,36025 N/mm2
84,2113 N/mm2
• Tensiunile minime
91,0743 N/mm2
77,9734 N/mm2
unde: • As - aria sectiunii surubului in partea filetata
40,4705 mm2
• As' - aria sectiunii surubului in partea nefiletata
47,2703 mm2
’A
F = ’
s
smax
A
F =
s
s max
A
F =
s
sp min
’A
F = ’
s
sp
min
d
=A ss
4
2
d
=A ss
4
2''
3,64297 N/mm2
94,7173 N/mm2
• Coeficientul de siguranta:
2,67326
unde: • ζ-1= 300…700 N/mm2
ζ-1= 350 N/mm2
• βk= 3,0…4,5 pentru oţel carbon
βk = 3
• ε= 0,8…1,0ε= 0,9
• γ= 1,0…1,5
γ = 1,4
• ψ= 0,2
Valorile coeficientului de siguranta calculat trebuie să se incadreze in intervalul 2,5...4,0
d
=A ss
4
2''
2
minmax = a
2
minmax = m
mak
1C
Calculul arborelui cotit
Dimensiunile relative ale elemetelor arborelui cotit:
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).
Avand in vedere conditiile de functionare, prin calcul, arborele cotit se verifica la presiune
specifica si incalzire, la oboseala si la vibraţti de torsiune
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
• lungimea cotului l = (1,05...1.30)∙D
l = 69 mm
• Diametrul fusului palier dp = (0,70…0,80) ∙ D
dp = 46 mm
• lungimea fusului palier lp
paliere intermediare : lpi = (0,4… 0,6) ∙ dp
lpi = 24 mm
paliere externe sau medii lpe = (0,6…0,8) ∙ dp
lpe = 28 mm
• Diametrul fusului maneton dm = (0,56…0,72) ∙ D
dm = 43 mm
• Lungimea fusului maneton: lm = (0,7…1,0) ∙ dm
lm = 34 mm
• Diametrul interior dmi = (0,6…0,75) ∙ dm
dmi = 26 mm
Grosimea bratului: h = (0,20…0,35) ∙ dm
h = 11 mm
• Latimea bratului b = (1,50…2,00) ∙ dm
b = 86 mm
• Raza de racordare: (0,07…0,1) ∙ dm
R rac = 3 mm
Verificarea fusurilor la presiune si incalzire
15,2052 MPa
14,3246 MPa
unde: • R mmax - fotra maxima care incarca fusul maneton
R mmax = 22387 N
• R pmax - fotra maxima care incarca fusul palier
R pmax = 15899 N
p pmax.a = 7….15 Mpa = 15MPa
p pmax = 14,89 <p pmax.a = 15 MPa
p mmax.a = 4,5….15 Mpa = 15MPa
Pentru a se preveni expulzarea peliculei dintre fusuri si cuzineti trebuie să le limiteze
presiunea maxima pe fusuri
Presiunea specifica conventionala maxima pe fusurile manetoane si paliere se calculeaza
cu relatiile:
ld
Rp
mm
m
m
max
max
ld
Rp
pp
p
p
max
max
p mmax = 9,38 <p mmax.a = 15 MPa
5,85264 MPa
2,94799 MPa
unde:
Rm = 8617 N
Rp = 3272 N
p pmed.a = 3….10 Mpa = 10MPa
p pmed = 7,20 <p pmed.a = 10 MPa
p mmed.a = 2….7,5 Mpa = 7,5 MPa
p mmed = 3,06 <p mmed.a = 7,5 MPa
27,3769
19,4299
Presiunea specifica medie conventională pe fusurile manetoane si paliere se determina cu
• Rm - mediile aritmetice ale valorilor fortelor care incarca fusurile
• Rp - mediile aritmetice ale valorilor fortelor care incarca fusurile paliere
Verificarea fusului la incalzire se efectueaza initial pe baza unui calcul simplificat si aceasta
ld
Rp
mm
m
m
ld
R = p
pp
p
p
3
3
60
ndppK m
mmm
3
3
60
ndppK
p
ppp
unde : • ξ - coeficientul de corectare a vitezei relative
ξ = 1,054
• n -
n = 2,129
Verificarea la oboseala
• fiecare cot reprezinta o grinda simplu rezemata pe doua reazeme
• reazemele sunt rigide si coaxiale
• momentele incovoietoare în reazeme se neglijeaza
•
• In reazemul din stanga cotului actioneaza un moment de torsiune Mpj egal cu
suma momentelor coturilor care preced cotul de calcul, iar la reazemul din dreapta
actioneaza momentul Mp(j-1)
Verificarea la incalzire prin aceastã metoda nu ia in considerare factorii caracteristici ai
regimului hidrodinamic de ungere.
Calculul arborelui cotit ca o grinda static nedeterminata implica dificultati. De aceea calculul
• fiecare cot lucreaza în conditiile amplitudinilor maxime ale momentelor de
3
3
60
ndppK
p
ppp
Calculul fusului palier
Momentele maxime si minime incarca fusul palier:
Mpmin = -332319 N∙mm
Mpmax = 483194 N∙mm
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 în aceste conditii se
renuntã 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 în fusul final, deoarece in aceasta se
insumeaza momentele medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvoltat pentru
fiecare fus în parte, ceea ce implica insumarea momentelor de torsiune tinandu-se cont de
ordinea de aprindere.
Eforturile unitare :
-34,3265 MPa
49,9109 MPa
9681,12 mm3
Aplitudinea tensiunilor si valoarea tensiunii medii se calculeaza cu relatiile:
42,1187 N/mm^2
7,79222 N/mm^2
Coeficientul de siguranta se calculeaza cu relatia
2,20321
W
M
p
p
p
p
min
min
W
M
p
p
p
p
max
max
3
32dpW p
pp
k
p
ma
C1
2
minmax
pp
pm
2
minmax
pp
p a
unde: • η-1 = 180 N/mm2
• γ = 1,3
•
2,5
• 0,09
Calculul fusului maneton
Valorile calculate pentru coeficientul de siguranta trebuie sa fie superioare valorilor de 2…3
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
k
0
012
Schema de calcul a reactiunilor în reazeme
Verificarea la torsiune
Momentele maxime si minime ce incarca fusul maneton
MTmax = 483458 N∙mm
MTmin = -155511 N∙mm
Eforturile unitare
86,6272 N/mm^2
-27,8649 N/mm^2
5580,9 mm3
unde : μ - coeficientul de corectie functie de excentricitatea relativa a gaurii
0,11655
μ = 0,9
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
Aplitudinea tensiunilor si valoarea tensiunii medii se calculeaza cu relatiile:
57,2461 N/mm^2
29,3812 N/mm^2
Coeficientul de siguranta pentru solicitarea de torsiune este dat de ecuatia:
2,45182
unde: βkη = 1,9
εη = 0,75
ψη = 0,09
2
minmax
mm
m a
2
minmax
mm
m m
mak
C 1
γη = 1,3
η-1= 280 N/mm2
Verificarea la incovoiere
Fortele radiale:
Z = 28524 N
Z1 = 47295 N
Z2 = -6399 N
Schema pentru determinarea
58203 N
Fortele tangentiale
T1 = 8380 N
T2 = 7568 N
6350 N
Fortele axiale
1141,57 N
543,605 N
Momentele de incovoiere
17 mm
2016734 N∙mm
230358 N∙mm
)5.0(])([ 211 ZZl
bZZZA
m
x
m
yl
bTTTA )( 121
2rmF bbr
2rmF cbcb
22
hlpa
xx AlM 5.0
)5.0()(5.0 alFcgFbrAylM y
2029847 N∙mm
Momentul de incovoiere in acest plan:
ζ = 45o
1588934 N∙mm
Eforturile unitare
14,6221 MPa
11,4459 MPa
-138821 mm3
Cand fusul maneton este prevazut cu un orificiu de ungere, solicitarea maxima se obtine in
22
max yxi MMM
sincos xyu MMM
W
M
m
i max
max
W
M
m
u min
])(1[12
4
3
m
mim
md
ddW
Calculul bratului arborelui cotit
In planul cotului ia nastere o solicitare compusa de incovoiere.
Tensiunea totala are expresia:
Bzmax = 47295 N
Bzmin = -16462 N
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.
550,967 MPa
-191,775 MPa
179,596 MPa
371,371 MPa
Coeficientul de siguranţă pentru solicitarea de încovoiere
0,50535
0,52336
1
0,15
2,5
In calculele de proiectare la determinarea coeficientului de siguranta se au in
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
500 MPa
Bratul arborelui cotit este supus si la solicitarea de torsiune:
Tmax = 8380 N
Tmin = -7353 N
24,588 MPa
-21,5746 Mpa
unde: k = 0,3
1,50668 MPa
23,0813 MPa
Coeficientul de siguranta la solicitarea de torsiune:
6,04578
k
1
2
max
max
5,0
hbk
Ta
2
minmin
5,0
hbk
Ta
2
minmax m
2
minmax a
mak
C 1
unde:
1
0,1
2
280 MPa
Coeficientul de siguranţă global
0,52141
15.1...1
k
1
22
CC
CCC br
Mecanismul de distributie 66
Sistemul de distributie trebuie:
• sa asigure un grad de umplere ηv si de evacuare ηev ridicat;
• sa asigure o distributie uniforma a fluidului proaspat in cilindri
• organele de actionare a supapelor: arborele de distributie, tachetul.
Supapele
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
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%).
Elementele dimensionale ale supapei:
Unghiul γ = 45o
• dc -diametrul canalului de admisie sau evacuare în poarta supapei
28 mm
27 mm
• di - diametrul canalului
25 mm
23 mm
• b - latimea suprafetei de etansare
2 mm
2 mm
• rc - raza de racordare a capului supapei cu tija
6 mm
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(
cadb )12,005,0(
cedb )12,005,0(
caca dr )25,016,0(
cece dr )25,016,0(
caia dd 865.0
ceie dd 865.0
5 mm
• d - diametrul tijei
9 mm
8 mm
• l - lungimea tijei
85 mm
84 mm
• a - grosimea talerului
3 mm
3 mm
• scaunul supapei:
• grosime radiala de:
3 mm
3 mm
• inaltime de:
6 mm
5 mm
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(
• inaltimea de ridicare
7 mm
7 mm
Bucsele de ghidare
Au grosimi de perete intre (2,5…4,0)mm
se adopta grosimea: 3 mm
Lungimea bucsei intre: (1,75…2,50)∙dc
se adopta : • pentru supapa de admisie: 50 mm
• pentru supapa de evacuare: 47 mm
Arcurile
Tachetii
Razele de curbura ale suprafetei de lucru:
850 mm
Se fac din sarma de otel pentru arcuri, Arc4, Arc5, de (3…5)mm diametru si se monteaza
mmR )1000...700(
caas dh )30.0...18.0(max
cees dh )30.0...18.0(max
Camele au in acest caz generatoarea inclinata fata de axa arborelui cu unghiul:
10 '
Alegerea fazelor de distributie
γ = 50 oRAC
δ = 20 oRAC
α = 20 oRAC
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 în 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
)'15...7(
β = 50 oRAC
Parametri principali ai distributiei
Admisie
Viteza de curgere a gazelor prin canal
79,8672 m/s
unde: • ia - numarul de supape de admisie
ia = 1
• Wm - viteza medie a pistonului
Wm = 9,7203 m/s
Aria sectiunii efective de trecere
• 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
aaia
mcaidd
DWW
)(22
2
416,379 mm2
Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxa
401,776 mm2
82,7702 m/s
Evacuare
Viteza de curgere a gazelor prin canal
88,6709 m/s
unde: • ie - numarul de supape de evacuare
ie = 1
• Wm - viteza medie a pistonului
Wm = 9,7203 m/s
Aria sectiunii efective de trecere
)(4
22
aiaca ddA
)cossincos( 2
maxmaxmax asiaasas hdhA
as
msaA
DWW
max
2
4
eeie
mceidd
DWW
)(22
2
375,039 mm2
Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxe
365,27 mm2
91,0423 m/s
7 mm
7 mm
Calculul cinematic şi dinamic al
mecanismului de distribuţie
Calculul cinematic al mecanismului de distribuţie presupune determinarea profilului camei
folosită pentru comada deschiderii supapelor, trasarea curbelor de variaţie a ridicării, vitezei şi
acceleraţiei tachetului care vor fi apoi folosite în calculul dinamic şi de rezistenţă al pieselor ce
compun mecanismul de distribuţie.
Datele iniţiale de proiectare pentru profilarea camei sunt înălţimea maximă de deschidere a
supapei h max , în mm, şi durata deschiderii supapei θ , în 0RAC
)(4
22
eiece ddA
)cossincos( 2
maxmaxmax esieeses hdhA
es
mseA
DWW
max
2
4
aaT hh maxmax
eeT hh maxmax
θ a = 250 oRAC
θ e = 250 oRAC
φ a = 125
φ e = 125
Profilul din arce de cerc
Construirea profilului camei din arce de cerc
r0 - raza cercului de baza al camei
aTa hrmax
)0,25,1(0
13 mm
13 mm
r1 - raza cercului lateral
71 mm
71 mm
r2 - raza cercului mic
4 mm
4 mm
Profilul camei fara soc polinomial
aTa hrmax
)0,25,1(0
eTe hrmax
)0,25,1(0
aTa hrmax
)1810(1
eTe hrmax
)1810(1
])2
cos()([2
)2
cos()()(2)()(
1010
010
2
1
2
01
22
0
2
m ax
m axm ax
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
unde:
p = 10
q = 18
r = 26
s = 34
• θ este unghiul curent al camei considerat de la varful acesteia
Metoda polinomială W. Dulley consideră pentru fiecare porţiune a camei o variaţie a
acceleraţiei de tip polinomial având termenii polinomului de grade corespunzătoare unei
progresii aritmetice
• p,q,r,s sunt exponenti succesivi determinati in progresie aritmetica de
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
• ζ - unghiul total al profilului camei
ζ = 125 oRAD
• C2, Cp, Cq, Cr, Cs, sunt constante ce se determină din condiţiile iniţiale
-1,61865
1,29492
-1,0791
0,49805
-0,09521
Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului de distribuţie.
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.
)2()2()2()2(2
srqp
srqpC
)()()()2(
2
psprpqp
srqC p
)()()()2(
2
qsqrpqq
srpCq
)()()()2(
2
rsqrprr
sqpCr
)()()()2(
2
rsqspss
rqpCs
Cdd Amm
Cadda Amm
104,095 g
93,7597 g
unde:
m'd = 25 g/cm2
Calculul arcurilor de supapa
1136,37 N
1931,84 N
unde: K - coeficient de rezerva K=1,6..2,0
m'd - masa constructiva redusa a mecanismului de distributie
m'd=(20…30)g/cm2, pentru mecanisme cu actionare directa
AC - aria sectiunii de trecere a canalului in care se monteaza
supapa
Arcul trebuie să menţină supapa închisă şi să asigure legătura cinematică între ea şi camă
când forţele de inerţie tind să desprindă tachetul sau supapa de camă. Pentru a face faţă
acestor cerinţe trebuie ca forţa arcului Fr să fie mai mare decât forţa de inerţie Fj a
mecanismului dată de acceleraţiile negative
Forta minima a arcurilor se determina din conditia nedeschiderii supapei la depresiunea din
cilindru
Cadda Amm
Cedde Amm
jr FKF
jmF dj
K = 1,7
j - acceleratia supapei
j = 10,9167 m/s2
Forta a gazelor care tinde sa deschida supapa de evacuare:
51,7593 N
Forta care tinde să dschida supapa de admisie
75,9095 N
Calculul dimensiunilor arcului
Dr - diametrul mediu al arcului
23 mm
Forta Fr solicita spirele la torsiune cu momentul:
4
09.02
ceg
dF
ev
4
12.02
caga
dF
cacar ddD 85,0)9,08,0(
2
rr
DFM
22204,3 Nmm
Efortul unitar de torsiune este:
5910,27 N/mm2
unde: χ - coeficient ce depinde de raportul diametrelor Dr/d
χ = 1,24
d - diametrul sarmei
2,87348 mm
Diametrul sarmei arcului:
2,87348 mm
Se adopta : d = 3 mm
Sageata la montaj:
fo = 5 mm
2
rr
DFM
8
rDd
3
8
d
DF rr
3 max
8
rr DFd
Sageata maxima:
12 mm
Numarul de spire active:
8,61843 se adopta ir = 9 spire
unde: G -modulul de elasticitate transversal
G =0,83∙104= 8300 N/mm
2
ηmax =rezistenta admisibila maxima
ηmax = 600 N/mm2
Numarul total de spire:
9 spire
0,5 mm
Pasul spirelor pentru arcul in starea libera
Pasul spirelor se alege astfel ca la deschiderea completă a supapei între spirele arcului să
max0max sahff
max
max
r
rD
fdGi
)3...2(rii
)9,05,0(min
5 mm
Lungimea arcului la deschiderea completă a supapei
31,5 mm
Lungimea arcului la închiderea supapei
39 mm
Lungimea arcului în stare liberă
44 mm
min
max
ri
fdt
minmin ridil
maxmin0 hll
00maxmin flfll l