Analiza proiectarii unui motor pentru actionarea unui autoturism

7/29/2019 Analiza proiectarii unui motor pentru actionarea unui autoturism

1/94

Pagina 1 din 94

Analiza proiectarii unui motor pentru actionarea unui autoturism

MEMORIU DE PREZENTARE

Lucrarea de fa prezint modul de proiectare al unui motor termic cu piston, (m.a.s.

aspirat) destinat antrenrii unui autovehicul, precum i calculul din punct de vedere dinamic

al autovehiculului echipat cu motorul proiectat.Pornind de la o serie de date iniiale care impuneau alezajul cilindrilor, cursa

pistoanelor, raportul volumetric, numrulde cilindrii, turaia de putere maxim, s-a urmrit

obinerea unor parametrii efectivi ct mai buni posibili.

Pentru a corespunde ns i cerinelor moderne impuse de destinaia aleas, motorul a

trebuit proiectat innd cont de unele criterii ca:

Masa i dimensiunile de gabarit reduse

Putere ridicatFiabilitate mare n mers

Consum de combustibil ct mai redus

Soluii constructive de mare tehnologitate

Pentru aceasta n partea de calcul termic s-au analizat procesele de admisie,

compresie, destindere i evacuare dup care funcioneaz motorul. n urma acestei analize s -

au determinat parametrii indicai i efectivi ai motorului dup care s-a putut trasa diagrama

indicat a motorului.n continuare, n calculul organologic s-au dimensionat i verificat din punct de

vedere a rezistenei mecanice pistonul, segmenii, bolul de piston, biela i arborele cotit.

Pistonul, din punct de vedere constructiv, s-a proiectat n scopul asigurrii unei funcii

optime de etanare a camerei de ardere, de transmitere a presiunii gazelor necesare motorului,

cu precizarea c s-a cutat obinerea unei mase ct mai mici.

Materialul de execuie este un aliaj de aluminiu pentru pistoane, eutectic, marca :

ATCSi12 CuMgNi KS 1275 : MAHLE 138.

n cadrul calculului pistonului s-au verificat la rezisten :


2/94

Pagina 2 din 94

- Fundul pistonului solicitat la eforturi termice generate de nclziri neuniforme i

dilatri diferite i la eforturi mecanice generate de fora de presiune a gazelor i masele de

inerie ;

- Regiunea port-segmeni solicitai la eforturi de ncovoiere ;

- Umerii pistonuluisolicitai la eforturi de ncovoiere ;

- Mantaua pistonuluicare trebuie s reziste presiunii maxime de contact cu cilindrul

i care se profileaz cu scopul asigurrii funciei de etanare.

Pentru segment s-a adoptat aceeai form a celor trei tipuri de segment, adic cu

seciune dreptunghiular i cu lege de asimetrie medie. Materialul, care corespunde

solicitrilor segmentului, a fost adoptat n proiect este fonta : KV1.

Bolul se verific la rezisten mecanic la solicitrile de ncovoiere, n plan

longitudinal, la solicitarea de forfecare n seciunea de separaie dintre piciorul bielei i

bosajele pistonului i la ovalizare n plan transversal. Materialul folosit la realizarea bolului

este un oel de cementare pentru bol : 20MoMnCr 12.

Dup calculul bolului s-a trecut la calculul de rezisten al bielei, solicitat la eforturi

de ntindere, compresiune, ncovoiere i rsucire, precum i la vibraii torsionale.

n urma calculelor analizate s-a stabilit c motorul rezist la solicitrile ce apar n

timpul funcionrii.

Ulterior proiectrii motorului, s-a efectuat i calculul dinamic al autoturismului

echipat cu acest motor. n acest scop s-au efectuat calculul forelor i determinarea bilanului

de traciune i a celui de putere al autoturismului, calculul factorului dinamic, determinarea

acceleraiei autoturismului i a timpului de demarare.

TEMA PROIECTULUI

S se proiecteze un motor pentru acionarea unui autoturism, utiliznd urmtoarele

date:

M.A.S. aspirat

Alezaj: D = 80 (mm)

Cilindree: Vt = 1386 (cm3)

Cursa: S = 69.8 (mm)Raport de compresie: = 8.8


3/94

Pagina 3 din 94

Coeficient de dozaj la putere nominal: = 0.9

Putere maxim: P = 75 (CP)

Momentul motor maxim: M = 400 (Nm)

Turaia la moment maxim: nm = 5000 (rot/min)

Piston cu fundul ncastrat, nercit.

C A P I T O L U L I

CALCULUL ENERGETIC

I.1. Consideraii generale.

Acest calcul se execut n scopul determinrii unor mrimi ce se pot grupa astfel:

parametrii efectivi;

parametrii comparativi;

presiunile din cilindru.

Calculul presupune un volum considerabil de operaii. Lund n considerare i iteraia

necesar pentru obinerea temperaturii gazelor reziduale, apare ca justificat folosirea unui

program de calcul care scurteaz n mod evident timpul de lucru. Rezultatele obinute vor fi

afiate pe imprimant, garantndu-se precizia lor.

n ceea ce urmeaz este prezentat, teoretic, algoritmul care a stat la baza programului

si n primul rnd modul de a alege mrimile necesare efecturii calculelor.

I.2. DEFINIREA I ALEGEREA DATELOR DE

INTRARE

- Alegerea parametrilor geometrici ai motorului.

Numrul de cilindrii ai motorului: i = 4Cilindreea total: Vt = 1386 cm

3


4/94

Pagina 4 din 94

Alezajul dat n tema proiectului: D = 80 mm

Cursa pistonului: S = 69.8 mm

Raportul = r/l = 0.35 unde: l = lungimea bielei

R = S/2 = lungimea maniveleiRaportul de compresie: = 8.8

Coeficientul de rezisten gazodinamic la curgerea amestecului proaspt prin

seciunea minim a traseului de aspiraie, , se determin experimental pentru un traseu

similar cu cel studiat. Practic valorile sale sunt cuprinse n intervalul (2.62.9) i adopt 2.7:

- Alegerea parametrilor funcionali ai motorului

Turaia nominal : n = 5000 [rot/min] din tema proiectului

Coeficientul de dozaj al amestecului proaspt la regim nominal de funcionare : =

0.9

Viteza amestecului n evria de admisie se recomand ntre (5080) (m/s) la m.a.s.-

uri. Adopt Wa = 70: [m/s]

Coeficientul de rcire la motorului se alege n intervalul (0.450.53), cu valori mari

pentru motoare supraalimentate. Adopt Rm = 0.5:

Coeficientul de ncrcare termic al motorului se alege n intervalul (0.60.7). Adopt

lm = 0.65;

- Alegerea parametrilor ciclului teoretic

Temperatura estimativ a gazelor reziduale se apreciaz iniial din tabele, n funcie

de turaia motorului. Valoarea ei se va corecta pe parcursul calculului termic, n funcie de

rezultatele intermediare. Pentru nceput adopt TR = 900 K;

Raportul de cretere a presiunii la volum constant n timpul arderii, are valori ntre

(1.52.0). Adopt = 2;

Coeficientul de utilizare a cldurii n procesul arderii se determin din diagrame.

Adopt = 0.9;

Coeficientul presiunii reziduale, K1 , este cuprins ntre (0.91.2). Se recomand

pentru motorul din proiect K1 = 1.117;


5/94

Pagina 5 din 94

Indicele politropic n procesul de comprimare, n cilindrul motorului, se determin din

monograme, n funcie de raportul de compresie i de temperatura de la sfritul aspiraiei,

Ta . Considernd Ta = 320[oK], rezult n1 = 1.378;

Indicele politropic n procesul de destindere, n cilindrul motorului, se determin dinmonograme, n funcie de gradul destinderii finale (, temperatura maxim de ardere Tr i

coeficientul de dozaj (. Adopt n2 = 1.28;

Diferena de temperatur prin nclzirea aerului nainte de intrarea n cilindru, la

regim nominal, (T = 7[oK].

La alte regimuri, diferite de cel nominal, diferena de temperatur T capt alte

valori. Notnd cu Tndiferena de temperatur la regim nominal, diferena de temperatur

T corespunztoare unei turaii n diferit de turaia nominal nnva fi dat de relaia:

n0125.0110n0125.0110

TT

n

n

=9 [oK]

unde : nn [rot/min]turaia la regim nominal ;

n [rot/min]turaia la regim impus ;

(Tn [oK]diferena de temperatur prin nclzirea aerului, la regim nominal(T [oK]diferena de temperatur prin nclzirea aerului la regim impus;

Coeficientul coreciei presiunii maxime de ardere, = 0.95.

I.3. CALCULUL ADMISIEI

- Ipoteze fundamentale de calcul

- fluidul proaspt i gazele reziduale sunt gaze ideale ;

dup intrarea n cilindru, energia cinetic a ncrcturii proaspete se transform

integral n cldur;

n cursa de admisie presiunea din cilindru rmne constant;

admisia ncepe n p.m.i., perioada de deschidere simultan a supapelor este nul ;

la nceputul admisiei, n cilindru se afl gaze reziduale la presiunea p r , definit derezistenele gazodinamice ale traseului de evacuare ;


6/94

Pagina 6 din 94

se ia n considerare fenomenul de postumplere, deci supapa de admisie se nchide cu

ntrziere fa de p.m.e. ;

fluidul proaspt se nclzete n contact cu pereii (traseul de admisie, chiulasa,

cilindrul i pistonul) ;

la sfritul admisiei, n cilindru se afl un amestec omogen de gaze de ardere i fluid

proaspt.

Prin calcul se determin starea fluidului motor la sfritul cursei n punctul a al

ciclului.

- Condiiile iniiale de stare

Presiunea i temperatura fluidului proaspt la intrarea n motor, n cazul admisiei

normale sunt presiunea si temperatura mediului ambiant po i To , care pentru condiiile

standardizate au valorile:

Po=1 bar

To=297 K

- Presiunea i temperatura gazelor reziduale

Presiunea gazelor reziduale prla motoarele n patru timpi se consider c este egal cu

presiunea medie din colectorul de evacuare.

Valorile pentru calcule aproximative, pentru diferite tipuri de motoare, se pot obine

din :

pr = (1,051,25)*po

prare n general valori mici pentru motoarele rapide i valori mari pentru motoarele

lente.Temperatura gazelor reziduale, variaz n funcie de turaia motorului, raportul de

comprimare i coeficientul excesului de aer.

Valorile lui Trsunt pentru m.a.s. cuprinse ntre 900 i 1000 K.

- Coeficientul gazelor reziduale


7/94

Pagina 7 din 94

Se definete prin raportul: fp

r

unde : (r (kmol/ciclu)numrul de kmoli de gaze reziduale

(fp (kmol/ciclu)numrul de kmoli de fluid proaspt pe ciclu

Valorile coeficientului gazelor reziduale reste cuprins ntre valoarea de 0,04 i 0,10 .

- Creterea de temperatur a fluidului proaspt, T

Fluidul proaspt se nclzete n contact cu pereii sistemului de admisie i al

cilindrului . Creterea de temperatur depinde de viteza fluidului proaspt, de durata admisiei,

de temperatura pereilor i de temperatura fluidului proaspt.

La m.a.s. T este cuprins ntre 0oi 20o C.

- Presiunea din cilindru la sfritul cursei de admisie, pa

aoappp

n care : (pa (bari)cdere de presiune

52

2 102

o

a

aa

wp

n care : ( - coeficientul de reducere a vitezei n seciunea minim a sistemului de

admisie (diametrul minim al seciunii de trecere al supapei).

(acoeficientul de rezisten gazodinamic a sistemului de admisie

raportat la seciunea minim a sistemului de admisie.

wa (m/s)viteza fluidului proaspt prin seciunea minim a pistonului.

Pentru motoarele de automobil, la regim nominal :

2 + a = 2,54

wa= 50130 m/s


8/94

Pagina 8 din 94

Valorile lui pai pa pentru m.a.s.-uri n patru timpi sunt :

(pa=(0.050.20)po pa=(0.800.95)po

Valorile se aleg n funcie de turaie, pascznd odat cu creterea turaiei.

- Temperatura la sfritul cursei de admisie, Ta

Se determin din relaia bilanului termic aplicat fluidului proaspt nainte i dup

amestecarea cu gaze arse. Se consider c amestecarea se produce la presiune constant, iar

capacitatea caloric specific a amestecului este egal cu a fluidului proaspt.

r

rro

a1

TTTT

Ta=339 [k]

unde : ( = cpr/cpfp

cprcapacitatea caloric specific la presiune constant a gazelor restante;cpfpcapacitatea caloric specific la presiune constant a fluidului motor.

Orientativ, temperatura la sfritul admisiei la m.a.s. este ntre 320 i 370 K.

- Gradul de umplere, v

Gradul de umplere se definete prin raportul dintre cantitatea (masic, gravific,

molar, volumic) de fluid proaspt reinut n cilindru la sfritul admisiei i cantitateaposibil de a fi introdus n cilindreea Vs, n condiiile de temperatur de la intrarea n motor.

rpua

o

o

a

v1

1

1T

T

p

p

=0.77

unde : - pa , po , To , Ta , , r , au semnificaiile explicate anterior.

- (pu - este gradul depostumplere, reprezentnd raportul dintre numrul de


9/94

Pagina 9 din 94

kmoli de fluid proaspt care ptrunde n cilindru dup p.m.e. i numrul

total de kmoli de fluid proaspt reinut n cilindru.

Pentru motoarele n patru timpi : pu= 0.080.025

Gradul de umplere depinde de turaia i performana umplerii. Orientativ, valorile luivpentru motoarele de automobile la sarcin plin sunt cuprinse ntre 0,700,90.

I.4. CALCULUL COMPRIMRII

Calculul procesului de comprimare are ca scop determinarea strii fluidului motordin

cilindru, n momentul declanrii scnteii sau injeciei, n punctul c.

- Presiunea i temperatura fluidului de lucru la sfritul comprimrii

Acestea se calculeaz aproximnd comprimarea cu o evoluie politropic cu exponent

politropic constant mc .

a

ca1m

ac

m

ac

p

pTTT

pp

c

c

- Valorile exponentului politropic, mc

Aceste valori depind de schimbul de cldur dintre fluidul motor i pereii cilindrului.Odat cu creterea turaiei, mcare o cretere important. Motorul rcit cu lichid are un

regim termic mai redus dect unul rcit cu aer, deci pentru mc se aleg valori mai mici.

Valorile lui mcpentru un m.a.s. sunt cuprinse ntre 1.32 i 1.38.

Dac lipsesc date statistice despre valoarea lui mc , se pot nlocui cu valorile

exponentului adiabatic mediu xc , calculat pentru ntreg procesul de comprimare, din

egalitatea dintre lucrul mecanic de comprimare a procesului adiabatic cu exponent adiabatic

valabil i lucrul mecanic al comprimrii cu exponent adiabatic constant (adiabata aparent).Expresia lui xc se deduce din :


10/94

Pagina 10 din 94

lg

T

Tlg1x

a

cc

Valorile lui xc se determin din monograma nr.1 . Se apreciaz c valorile lui mc

pentru m.a.s. snt cuprinse ntre (xc0.200) i (xc 0.04).

Orientativ valorile presiunii pci temperaturii Tcla sfritul procesului de comprimare

sunt pentru m.a.s. cuprinse ntre :

Pc = 920 bari Tc = 540800 K

I.5. CALCULUL ARDERII

- Consideraii generale

Calculul arderii urmrete precizarea legii de variaie a presiunii p() n perioada

degajrii cldurii de reacie, n vederea :

determinrii presiunii maxime din cilindru, care definete solicitarea mecanic a

organelor mecanismului motor;

precizrii temperaturii fluidului motor, care definete ncrcarea termic a organelor

n contact cu gazele fierbini;

determinarea ariei diagramei indicate care definete lucrul mecanic specific sau

presiunea medie.

- Ipoteze fundamentale de calcul

capacitile calorice specifice depind numai de temperatura;

arderea se desfoar dup evoluii simple: izobare, izocore, izoterme. Se consider c

arderea se desfoar izocor pentru m.a.s. i mixt (izocor i izobar) pentru m.a.c.;

compoziia fluidului motor la sfritul arderii depinde de coeficientul de exces de aer

. Pentru 1 produsele de ardere sunt: CO2, H2O, O2i N2 .

Pentru 1 produsele de ardere sunt: CO2, CO, H2O, H2i N2.


11/94

Pagina 11 din 94

gazele reziduale au compoziia gazelor de la sfritul arderii;

cldura dezvoltat prin ardere este egal cu cldura de reacie chimic la presiunea i

temperatura mediului nconjurtor, degajat pn la formarea produselor de ardere, neglijnd

variaia cldurii cu temperatura;

variaia energiei interne a fluidului motor i efectuarea lucrului mecanic exterior n

timpul arderii sunt efectul cldurii degajat prin ardere pn n punctul z, i pierderile de

cldur aferent.

- Cantitatea teoretic de aer, Lo(kmoli sau kg) necesar pentru a arde complet

1 kg de combustibil

Compoziia chimic a combustibilului este determinat de analiza n pri sau

procente de greutate. Combustibilii lichizi au urmtoarea compoziie elementar : C + H + S

+ O + = 1kg.

n care : C, H, S, O, sunt participaiile masice de carbon, hidrogen, sulf, etc.

Compoziia elementar a unor combustibili utilizai n motoare este dat n tabelul de mai jos :

Unde : MT = masa molecular (kg/kmol)

HI = puterea caloric inferioar a combustibilului (kcal/kg)

Lo = cantitatea de aer teoretic necesar arderii = cantitatea minim de aer necesar

arderii complete.

32

SO

4

H

12

C

21.0

1

Lo (kmol aer/kg comb.)

-Numrul de kilomoli de amestec proaspt ce particip la reacie

T

o1M

1LM

(kmoli/kg comb.) pentru m.a.s.

-Numrul de kilomoli de produse rezultate din ardere, M2


12/94

Pagina 12 din 94

Cazul arderii complete : 1

2CM 2CO ; 2HM OH2 ; 1L21.0M oO2 ;

oNL79.0M

2

o2

L21.02

H

12

CM

(kmoli/kg comb.)

Cazul arderii incomplete : 1

oCO

L21.0k1

12

12

CM

2

oCOL21.0

k1

12M

oOHL21.0

k1

1k2

2

HM

2

oH

L21.0k1

1k2M

2

oNL79.0M

2

(kmoli/kg comb.)

n care : k = 0.45.0.50

o2L79.0

2

H

12

CM

(kmoli/kg comb.)

- Coeficientul variaiei molare a amestecului proaspt , (o

12oMM

- Coeficientul variaiei molare a amestecului real, (R

r

ro

R1

unde r este coeficientul gazelor reziduale

Valorile lui Rpentru m.a.s. variaz ntre 1,021,12 .


13/94

Pagina 13 din 94

- Cldura molar medie la volum constant a amestecului de lucru nainte de ardere.

3C

T

298T

I

V10T6.07.4mC c

o

- Cldura molar medie la volum constant a produselor de ardere.

Pentru 1

z22

z2

2

z2

2

z2

2z

o T

298

N

vN

T

298

O

vO

T

298

OH

vOH

T

298

CO

vCO

2

T

298T

II

v

mCM

mCMmCMmCM

M

1

mC

Pentru 1

zz2

2

z2

2

z2

2

z2

2z

o T

298

CO

vCO

T

298

N

vN

T

298

H

vH

T

298

OH

vOH

T

298

CO

vCO

2

T

298T

II

v

mCMmCM

mCMmCMmCM

M

1mC

Valoarea temperaturii Tzse adopt n intervalul 18003000 K.

Cldurile molare medii la volum constant ale componenilor mai sus menionai, n

intervalul de la To = 298 la Tz , pot fi calculate cu formulele de mai jos :

z

3T

298

CO

v T108.02.9mC

z2

(kcal/kmol k)

z

3T

298

CO

vT105.00.5mC

z (kcal/kmol k)

z

3T

298

OH

vT102.17.5mC

z2

(kcal/kmol k)

z

3T

298

N

vT104.01.5mC

z2

(kcal/kmol k)

z

3T

298

O

v

T104.05.5mCz2

(kcal/kmol k)


14/94

Pagina 14 din 94

z

3T

298

H

vT105.04.4mC

z2

(kcal/kmol k)

- Cldura molar medie la presiune constant a produselor

de ardere

zz T298

II

V

T

298

II

PmC985.1mC

(kcal/kmol k)

- Coeficientul de utilizare a cldurii pentru perioada arderii, (z

(z este raportul dintre cantitatea de cldur folosit pentru creterea energiei interne a

fluidului i efectuarea de lucru mecanic n perioada de la nceputul arderii i pn la sfritulei (punctul z), i puterea caloric inferioar a combustibilului. Valoarea coeficientului (z

depind de tipul motorului, turaie, condiiile de rcire, arhitectura camerei de ardere, sarcina

motorului. Valorile reduse indic nu numai un transfer intensiv de cldur, dar i o cretere

intens a arderii n destindere.

Valorile lui zpentru m.a.s. se adopt ntre 0,80 i 0,95.

- Calculul puterii calorice superioare a combustibilului

HS = 8100C + 30000H + 2600(S - O) (kcal/kg comb.)

Unde: S = participaia masic de sulf

S = O la combustibilii petrolieri de la noi din ar

- Calculul temperaturii Tzla sfritul arderii

Cazul 1

298TmC1

M

1L

H298TmC

C

T

298

I

V

r

T

o

I

zz

T

298

II

VR

Cz

Cazul 1


15/94

Pagina 15 din 94

298TmC

1M

1L

L128560H298TmC

C

T

298

I

V

r

T

o

oI

zz

T

298

II

VR

Cz

- Calculul presiunii la sfritul arderii, pz

czpp

=85.4 (bari)

n care este raportul de cretere a presiunii.

- Alegerea raportului de cretere a presiunii,

Pentru m.a.s. avem raportul : c

z

RT

T

Orientativ, valorile temperaturii i presiunii la sfritul procesului de ardere sunt :

TZ = 24002900 K pZ = 3575 bar

I.6. CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE

Destinderea este evaluat printr-o evoluie politropic, cu exponent politropic

constant, notat cu md .

Valoarea exponentului politropic md depinde de cantitatea de combustibil care arde n

destindere (creterea sa determin scderea lui mdi a coeficientului de

utilizare a cldurii), de schimbul de cldur cu pereii i de pierderile prin

neetaneiti .

Exponentul politropic mdscade cu creterea turaiei i scderea sarcinii. Valorile spre

limita inferioar se obine pentru motoare de dimensiuni mari, la reducerea sarcinii cilindrului

i la viteze de ardere mici.


16/94

Pagina 16 din 94

Valorile lui mdpentru m.a.s. se adopt intre 1,23 i 1,30.

Relaiile de calcul pentru presiunea i temperatura la sfritul cursei de destindere sunt

:

dm

z

d

pp

(bari)1m

z

dd

TT

(grd.k)

- Verificarea temperaturii Tr a gazelor reziduale

Cunoscnd presiunea i temperatura gazelor la sfritul cursei de destindere, pdi Td ,se poate verifica temperatura gazelor Tradmise. Se admite c destinderea de la presiunea pd

la presiunea preste o evoluie politropic cu exponentul constant 1,5 . Se obine :

3

r

d

d

r

p

p

TT

(grd.k)

Se calculeaz

100T

TTT

rc

rarc

(%)

Unde Trc = temperatura gazelor reziduale, calculat (k)

Tra = temperatura gazelor reziduale, adoptat (k)

Orientativ, pentru m.a.s. valorile presiunii i temperaturii gazelor la sfritul

destinderii sunt :

Pd = 3.56 (bar)Td = 12001700 (k)

I.7. PARAMETRII INDICAI AI MOTORULUI


17/94

Pagina 17 din 94

Presiunea medie indicat a ciclului teoretic:

1n1

1n

2

c'

i1

11

1n

111

1n1

1

pp

=13.5 [MPa]

Presiunea medie indicat a ciclului real : pi = 0.95pi =13.02[MPa]

Randamentul indicat al motorului :100H

Lp

vu

oi

=0.45 [%]

Consumul indicat de combustibil : ioi H

3600000g

=207.1 [g/Kw h]

Viteza medie a pistonului : 30000

nSW

a

[m/s]

Presiunea medie echivalent a pierderilor mecanice : pM = 0.089+0.0118Wa [MPa]

Presiunea medie efectiv a gazelor : pe = pi - pM =9.71 [MPa]

Randamentul efectiv al motorului : e = iM =0.33[%]

Randamentul mecanic : i

e

Mp

p

[%]

I.8. PARAMETRII EFECTIVI AI MOTORULUI

Consumul specific efectiv de combustibil : eue H

3600000g

[g/kw h]

Cilindreea total : 6

2

ut 104

SDVV

[litri]


18/94

Pagina 18 din 94

Puterea unitar efectiv : 120

nVpN te

eu

[kw]

Puterea unitar indicat : 120

nVpN ui

iu

[kw]

Momentul efectiv : n

N30000M e

e

[Nm]

Momentul indicat : n

N30000M i

i

[Nm]

Consumul orar de combustibil : 1000

gNG ee

t

[kg/h]

Puterea litric a motorului : t

e

lV

NP

[kw/dm3]

I.9. CARACTERISTICA EXTERN A MOTORULUI

Se reprezint grafic variaia urmtorilor parametrii : putere efectiv, moment efectiv,

consum specific de combustibil, consum orar de combustibil, funcie de turaia n a motorului.

Se noteaz cu nx(rot/min) turaia motorului, turaie ce are o plaj de variaie cuprins

ntre turaia de cuplu maxim N1i o valoare mai mare dect cea nominal, acceptat drept

turaie maxim i notat cu N2 .

Intervalul dintre dou valori ale lui nx va fi de 100 (rot/min), pentru a avea o precizie

bun. Se vor aplica urmtoarele relaii:

2

xxx

eexn

n

n

n1

n

nNN

(kw)

x

ex4

exn

P103M

(Nm)


19/94

Pagina 19 din 94

2

xx

eexn

n

n

n2.12.1gg

(g/kw h)

3

exexfx 10NgG (kg/h)unde : n (rot/min) = turaia nominal a motorului

Nex (kw) = puterea efectiv a motorului pentru diferite turaii nx

Mex (Nm) = momentul efectiv al motorului la diferite turaii nx

gex (g/kw h) = consumul specific de combustibil al motorului

Gtx (kg/h) = consumul orar de combustibil al motorului la diferite turaii

Turaia nxvariaz ntre limitele de turaie N1i N2, cu un pas de 100 rot/min.N1 = 2000 rot/min

N2 = n + 200 rot/min

nx (rot/min) Pex (kw) Mex (Nm) gex (g/kw h) Gtx (kg/h)

2000 80.654 157.538 67.708 54.6092100 85.069 158.250 67.404 57.340

2200 89.484 158.896 67.130 60.070

2300 93.893 159.476 66.886 62.801

2400 98.290 159.989 66.671 65.531

2500 102.672 160.437 66.485 68.262

2600 107.032 160.817 66.328 70.992

2700 111.367 161.132 66.198 73.7232800 115.669 161.381 66.096 76.453

2900 119.936 161.563 66.022 79.184

3000 124.160 161.679 65.975 81.914

3100 128.338 161.728 65.954 84.645

3200 132.465 161.712 65.961 87.375

3300 136.534 161.629 65.995 90.106

3400 140.542 161.480 66.056 92.836


20/94

Pagina 20 din 94

3500 144.483 161.265 66.144 95.566

3600 148.351 160.983 66.260 98.297

3700 152.143 160.635 66.403 101.027

3800 155.852 160.221 66.575 103.7583900 159.474 159.741 66.775 106.488

4000 163.003 159.194 67.004 109.219

4100 166.435 158.582 67.263 111.949

4200 169.765 157.903 67.552 114.680

4300 172.986 157.157 67.873 117.410

4400 176.095 156.346 68.225 120.141

nx (rot/min) Pex (kw) Mex (Nm) gex (g/kw h) Gtx (kg/h)

4500 179.086 155.468 68.610 122.871

4600 181.955 154.524 69.029 125.602

4700 184.695 153.514 69.483 128.332

4800 187.302 152.437 69.974 131.063

4900 189.770 151.295 70.503 133.793

5000 192.096 150.086 71.070 136.524

5100 194.273 148.811 71.679 139.254

5200 196.297 147.469 72.332 141.984


21/94

Pagina 21 din 94

CARACTERISTICA EXTERN A MOTORULUI

I.10. TRASAREA DIAGRAMEI INDICATE

Diagrama indicat a motorului cu ardere intern se construiete pe baza calculului

proceselor de lucru. Se traseaz mai nti diagrama nerotunjit, apoi se rotunjete n raport cu

cotele de reglaj ce se adopt. Trasarea se face n coordonate p-V.

Trasarea liniilor de evacuare i de admisie se face prin cte o izobar de valoare p = pr

i p = pa .

2000 2500 3000 3500 4000 4500 500040

60

80

100

120

140

160

180

200

220

240

Pex nx

Mex nx

gex nx

Gtx nx

nx


22/94

Pagina 22 din 94

n ceea ceprivete politropelor de destindere i comprimare, deoarece n abscis apare

i cursa pistonului, se traseaz variaia presiunilor n funcie de cursa pistonului.

Pentru politropa de comprimare:

c

c

m

1

m

acxsx

k

sx

sSpp

(bari),

Pentru politropa de destindere:

d

d

m

2

m

zdx sx

k

sx

s

pp

(bari).

unde: pcxpresiunea corespunztoare deplasrii x a pistonului n timpul cursei de

comprimare;

pdxpresiunea corespunztoare deplasrii x a pistonului n timpul cursei de

destindere;

papresiunea la sfritul cursei de ardere;

pzpresiunea teoretic la sfritul procesului de ardere;

xcursa pistonului, msurat din P.M.I.;

2

''2

'

cos442

cos1Ssin

42

cos1Sx

- unghiul de rotaie al arborelui cotit, considerat zero la nceputul cicluluimotor;

raportul dintre lungimea bielei i lungimea braului arborelui cotit;

= 0,250,30

snlimea cilindrului de diametru D (alezajul) i acelai volum cu care

camera de ardere;


23/94

Pagina 23 din 94

1

Ss

n timpul unui ciclu de funcionare, arborele cotit efectueaz dou rotaii complete,deci variaz ntre 0 i 720o. Legtura dintre variaia unghiului de rotire a arborelui motor

i procesele de lucru este dat explicit n urmtorul tabel:

PROCESUL DE LUCRU LEGEA DE VARIAIE A

PRESIUNII

0o180o Admisia P = pa

180o360o Comprimarea P = pcx

360o540o Arderea i destinderea P = pdx

540o720o Evacuarea P = pr

Pentru trasarea diagramei indicate nerotunjite, se calculeaz mrimile constante: s; k1

= pa(S+s)mc ; k2 = pz s

md .

Arderea se reprezint, n cazul ciclului necorectat, la m.a.s., prin izocora cz; presiunea

pz determinat este mai mare dect cea real, astfel c se ia pmax = (0,850,98)pz .

Pentru a putea trece la rotunjirea diagramei indicate trebuiesc adoptate cotele de reglaj

ale motorului:

DSE ISE DSA ISA

M.A.S. 50 10 10 58

Dup adoptarea cotelor de reglaj se adopt poziiile pistonului corespunztoare

acestor cote:

Xo = 10nainte de P.M.I. pentru nceputul admisiei;

X1 = 58dup P.M.E. pentru sfritul admisiei;

X2 = 38nainte de P.M.I. pentru nceputul aprinderii;

X3 = 50nainte de P.M.E. pentru nceputul evacurii;

X4 = 10dup P.M.I. pentru sfritul evacurii.


24/94

Pagina 24 din 94

C A P I T O L U L II

CALCULUL CINEMATIC AL MOTORULUI

Studiul cinematic al mecanismului biel-manivel const n stabilirea ecuaiilor

deplasrii, vitezei i acceleraiei arborelui cotit, bielei i pistonului. Aceste ecuaii se

determin n mod obinuit n ipoteza vitezei unghiulare a arborelui cotit, constant ( = ct.),

obinndu-se rezultate suficient de precise pentru studiul dinamic al motorului, dei, datorit

funcionrii ciclice a motoarelor viteza unghiular a arborelui cotit este variabil.

II.1. Cinematica arborelui cotit

La toate mecanismele motoare, arborele cotit execut o micare de rotaie considerat

cu viteza unghiular constant, = d/dt.

Exprimnd micarea arborelui cotit n funcie de turaia n (rot/min), rezult: ( =

2(n/60.

1- chiulas fix2- bloc motor3- piston4- segmeni5-bol6-biel7- manivel8- lagr arbore cotit


25/94

Pagina 25 din 94

Deplasarea unghiular a arborelui cotit se obine prin integrarea relaiei =d/dt.

Toate punctele manivelei sunt supuse unei acceleraii centripete, sau pentru cazul particular al

manetonului este : aM = r2 .

II.2. Cinematica mecanismului biel-manivel axat

Calculul deplasrii pistonului

Pistonul se deplaseaz ntre dou punctele moarte P.M.I. i P.M.E. Din fig.2 rezult s

= deplasarea pistonului.

S = OP = OO OP ; OO = r + l

OP = OM cos + MP cos

cos1lcos1rcoslcosrlrs

s = S1 + S2 , unde

cos1lS

cos1rS

2

1

Pentru exprimarea unghiului , n OMM

i PMM

.

Cunoscnd cursa pistonului S iinnd cont de faptul c S = 2r (unde reste raza manivelei), se pot determina oserie de elemente:

- lungimea bielei ; lAvnd raportul constructiv : =

r/l => l = r/.- nlimea pistonului :h = 0.85*S0.1*(0.85*S).- S este cursa pistonului- nlimea cilindrului :H = S + h


26/94

Pagina 26 din 94

sinlsinrMM' ; sinsin

l

rsin

2

sin212cos ; 2

2cos1sin

2

Conform dezvoltrii binomului lui Newton avem:

2cos14

r2cos1

4lcos1lS

2cos14

cos

2cos14

12cos122

12cos1

21

2

2

2

222

12

Deci, deplasarea pistonului , s = S1 + S2

2cos14

rcos1rs

Se va calcula deplasarea pistonului pentru un ciclu, deci o rotaie complet a

manivelei oo

360...0 . Calculul se va efectua din 5 n 5 grade.

(oRAC) S1 (mm) S2 (mm) S = S1+S2(mm)

0.000 0.000 0.000 0.000

5.000 0.177 0.057 0.23410.000 0.706 0.226 0.932

15.000 1.584 0.502 2.086

20.000 2.804 0.876 3.680

25.000 4.357 1.337 5.694

30.000 6.230 1.872 8.101

35.000 8.409 2.463 10.872

40.000 10.879 3.093 13.972


27/94

Pagina 27 din 94

45.000 13.620 3.743 17.363

50.000 16.610 4.393 21.004

55.000 19.829 5.024 24.852

60.000 23.250 5.615 28.86565.000 26.848 6.149 32.998

70.000 30.596 6.611 37.207

75.000 34.465 6.985 41.450

80.000 38.425 7.261 45.686

85.000 42.447 7.430 49.877

90.000 46.500 7.487 53.986

95.000 50.553 7.430 57.982100.000 54.575 7.261 61.835

105.000 58.535 6.985 65.520

110.000 62.404 6.611 69.015

115.000 66.152 6.149 72.301

120.000 69.750 5.615 75.365

125.000 73.171 5.024 78.195

130.000 76.390 4.393 80.783135.000 79.380 3.743 83.124

140.000 82.121 3.093 85.214

145.000 84.591 2.463 87.054

150.000 86.770 1.872 88.642

155.000 88.643 1.337 89.980

160.000 90.196 0.876 91.071

165.000 91.416 0.502 91.917170.000 92.294 0.226 92.519

175.000 92.823 0.057 92.880

180.000 93.000 0.000 93.000

185.000 92.823 0.057 92.880

190.000 92.294 0.226 92.519

195.000 91.416 0.502 91.917

200.000 90.196 0.876 91.071


28/94

Pagina 28 din 94

205.000 88.643 1.337 89.980

210.000 86.770 1.872 88.642

215.000 84.591 2.463 87.054

220.000 82.121 3.093 85.214225.000 79.380 3.743 83.124

230.000 76.390 4.393 80.783

235.000 73.171 5.024 78.195

240.000 69.750 5.615 75.365

245.000 66.152 6.149 72.301

250.000 62.404 6.611 69.015

255.000 58.535 6.985 65.520260.000 54.575 7.261 61.835

265.000 50.553 7.430 57.982

270.000 46.500 7.487 53.987

275.000 42.447 7.430 49.877

280.000 38.425 7.261 45.686

285.000 34.465 6.985 41.450

290.000 30.596 6.611 37.207295.000 26.848 6.149 32.998

300.000 23.250 5.615 28.865

305.000 19.829 5.024 24.852

310.000 16.610 4.393 21.004

315.000 13.620 3.743 17.363

320.000 10.879 3.093 13.972

325.000 8.409 2.463 10.872330.000 6.230 1.872 8.101

335.000 4.357 1.337 5.694

340.000 2.804 0.876 3.680

345.000 1.584 0.502 2.086

350.000 0.706 0.226 0.932

355.000 0.177 0.057 0.234

360.000 0.000 0.000 0.000


29/94

Pagina 29 din 94

DIAGRAMA DEPLASRII PISTONULUI

93

0

S 1 ( )

S 2 ( )

S ( )

3600

0 50 100 150 200 250 300 3500

20

40

60

80

100

Calculul vitezei pistonului

Viteza pistonului se obine derivnd expresia deplasrii pistonului:

sd

dSV

;

dt

d2sin2

4

r

dt

dsinrs

2cos14

r

cos1rs

dt

d

21VV2sin

2

rsinrV

Se calculeaz viteza pistonului pentru o rotaie complet a manivelei,

oo 360...0 , cu un pas = 5o.


30/94

Pagina 30 din 94

(oRAC) V1 (m/s) V2 (m/s) V = V1+V2 (m/s)

0.000 0.000 0.000 0.000

5.000 2.546 0.817 3.363

10.000 5.073 1.609 6.68215.000 7.562 2.352 9.914

20.000 9.993 3.024 13.016

25.000 12.348 3.603 15.951

30.000 14.608 4.074 18.682

35.000 16.758 4.420 21.178

40.000 18.780 4.632 23.413

45.000 20.659 4.704 25.36350.000 22.381 4.632 27.014

55.000 23.933 4.420 28.353

60.000 25.303 4.074 29.376

65.000 26.479 3.603 30.083

70.000 27.455 3.024 30.478

75.000 28.221 2.352 30.573

80.000 28.773 1.609 30.38285.000 29.106 0.817 29.922

90.000 29.217 0.000 29.217

95.000 29.106 -0.817 28.289

100.000 28.773 -1.609 27.164

105.000 28.221 -2.352 25.869


110.000 27.455 -3.024 24.431115.000 26.479 -3.603 22.876

120.000 25.303 -4.074 21.229

125.000 23.933 -4.420 19.513

130.000 22.381 -4.632 17.749

135.000 20.659 -4.704 15.955

140.000 18.780 -4.632 14.148

145.000 16.758 -4.420 12.338


31/94

Pagina 31 din 94

150.000 14.608 -4.074 10.535

155.000 12.348 -3.603 8.744

160.000 9.993 -3.024 6.969

165.000 7.562 -2.352 5.210170.000 5.073 -1.609 3.465

175.000 2.546 -0.817 1.730

180.000 3.578e-15 -1.152e-15 2.426e-15

185.000 -2.546 0.817 -1.730

190.000 -5.073 1.609 -3.465

195.000 -7.562 2.352 -5.210

200.000 -9.993 3.024 -6.969205.000 -12.348 3.603 -8.744

210.000 -14.608 4.074 -10.535

215.000 -16.758 4.420 -12.338

220.000 -18.780 4.632 -14.148

225.000 -20.659 4.704 -15.955

230.000 -22.381 4.632 -17.749

235.000 -23.933 4.420 -19.513240.000 -25.303 4.074 -21.229

245.000 -26.479 3.603 -22.876

250.000 -27.455 3.024 -24.431

255.000 -28.221 2.352 -25.869

260.000 -28.773 1.609 -27.164

265.000 -29.106 0.817 -28.289

270.000 -29.217 1.728e-15 -29.217275.000 -29.106 -0.817 -29.922

280.000 -28.773 -1.609 -30.382

285.000 -28.221 -2.352 -30.573

290.000 -27.455 -3.024 -30.478

295.000 -26.479 -3.603 -30.083

300.000 -25.303 -4.074 -29.376

305.000 -23.933 -4.420 -28.353


32/94

Pagina 32 din 94


310.000 -22.381 -4.632 -27.014

315.000 -20.659 -4.704 -25.363

320.000 -18.780 -4.632 -23.413325.000 -16.758 -4.420 -21.178

330.000 -14.608 -4.074 -18.682

335.000 -12.348 -3.603 -15.951

340.000 -9.993 -3.024 -13.016

345.000 -7.562 -2.352 -9.914

350.000 -5.073 -1.609 -6.682

355.000 -2.546 -0.817 -3.363360.000 -7.156e-15 -2.304e-15 -9.460e-15

0.000 0.000 0.000 0.000

DIAGRAMA VITEZEI PISTONULUI

35

35

V 1 ( )

V 2 ( )

V ( )

3600

0 50 100 150 200 250 300 350

30

20

10

10

20

30


33/94

Pagina 33 din 94

Calculul acceleraiei pistonului

2cosrcosrAdt

d2cos2

2

r

dt

dcosrsVA

22

Se calculeaz acceleraia pistonului pentru o rotaie complet a manivelei,

oo 360...0 , cu un pas = 5o. (oRAC) A1 (m/s ) A2 (m/s ) A = A1+A2 (m/s )

0.000 1.753e5 5.645e4 2.317e5

5.000 1.746e5 5.559e4 2.302e510.000 1.726e5 5.304e4 2.257e5

15.000 1.693e5 4.888e4 2.182e5

20.000 1.647e5 4.324e4 2.080e5

25.000 1.589e5 3.628e4 1.952e5

30.000 1.518e5 2.822e4 1.800e5

35.000 1.436e5 1.931e4 1.629e5

40.000 1.343e5 9.802e3 1.441e545.000 1.240e5 3.456e-12 1.240e5

50.000 1.127e5 -9.802e3 1.029e5

55.000 1.005e5 -1.931e4 8.124e4

60.000 8.765e4 -2.822e4 5.943e4

65.000 7.409e4 -3.628e4 3.780e4

70.000 5.996e4 -4.324e4 1.672e4

75.000 4.537e4 -4.888e4 -3.513e380.000 3.044e4 -5.304e4 -2.260e4

85.000 1.528e4 -5.559e4 -4.031e4

90.000 1.073e-11 -5.645e4 -5.645e4

95.000 -1.528e4 -5.559e4 -7.087e4

100.000 -3.044e4 -5.304e4 -8.348e4

105.000 -4.537e4 -4.888e4 -9.426e4

110.000 -5.996e4 -4.324e4 -1.032e5


34/94

Pagina 34 din 94

115.000 -7.409e4 -3.628e4 -1.104e5

120.000 -8.765e4 -2.822e4 -1.159e5

125.000 -1.005e5 -1.931e4 -1.199e5

130.000 -1.127e5 -9.802e3 -1.225e5135.000 -1.240e5 -1.037e-11 -1.240e5

140.000 -1.343e5 9.802e3 -1.245e5

145.000 -1.436e5 1.931e4 -1.243e5

150.000 -1.518e5 2.822e4 -1.236e5

155.000 -1.589e5 3.628e4 -1.226e5

160.000 -1.647e5 4.324e4 -1.215e5

165.000 -1.693e5 4.888e4 -1.204e5170.000 -1.726e5 5.304e4 -1.196e5

175.000 -1.746e5 5.559e4 -1.190e5

180.000 -1.753e5 5.645e4 -1.189e5

185.000 -1.746e5 5.559e4 -1.190e5

190.000 -1.726e5 5.304e4 -1.196e5

195.000 -1.693e5 4.888e4 -1.204e5

200.000 -1.647e5 4.324e4 -1.215e5205.000 -1.589e5 3.628e4 -1.226e5

210.000 -1.518e5 2.822e4 -1.236e5

215.000 -1.436e5 1.931e4 -1.243e5

220.000 -1.343e5 9.802e3 -1.245e5

225.000 -1.240e5 1.728e-11 -1.240e5

230.000 -1.127e5 -9.802e3 -1.225e5

235.000 -1.005e5 -1.931e4 -1.199e5240.000 -8.765e4 -2.822e4 -1.159e5

245.000 -7.409e4 -3.628e4 -1.104e5

250.000 -5.996e4 -4.324e4 -1.032e5

255.000 -4.537e4 -4.888e4 -9.426e4

260.000 -3.044e4 -5.304e4 -8.348e4

265.000 -1.528e4 -5.559e4 -7.087e4

270.000 -3.220e-11 -5.645e4 -5.645e4


35/94

Pagina 35 din 94

275.000 1.528e4 -5.559e4 -4.031e4

280.000 3.044e4 -5.304e4 -2.260e4

285.000 4.537e4 -4.888e4 -3.513e3

290.000 5.996e4 -4.324e4 1.672e4295.000 7.409e4 -3.628e4 3.780e4

300.000 8.765e4 -2.822e4 5.943e4

305.000 1.005e5 -1.931e4 8.124e4

310.000 1.127e5 -9.802e3 1.029e5

315.000 1.240e5 -2.419e-11 1.240e5

320.000 1.343e5 9.802e3 1.441e5

325.000 1.436e5 1.931e4 1.629e5330.000 1.518e5 2.822e4 1.800e5

335.000 1.589e5 3.628e4 1.952e5

340.000 1.647e5 4.324e4 2.080e5

345.000 1.693e5 4.888e4 2.182e5

350.000 1.726e5 5.304e4 2.257e5

355.000 1.746e5 5.559e4 2.302e5

360.000 1.753e5 5.645e4 2.317e5DIAGRAMA ACCELERAIEI PISTONULUI

2.317 105

1.753 10

5

A 1 ( )

A 2 ( )

A ( )

3600

0 50 100 150 200 250 300 350

2 105

1.5 105

1 105

5 104

5 104

1 105

1.5 105

2 105

2.5 105


36/94

Pagina 36 din 94

C A P I T O L U L III

CONSTRUCIA I CALCULUL PISTONULUI

III.1. Consideraii generale

Pistoanele motoarelor cu ardere intern ndeplinesc urmtoarele roluri:

asigur, cu ajutorul segmenilor, nchiderea etan a camerei din cilindru n care se

produc schimbrile de stare ale gazelor;

primesc apsarea gazelor din cilindru i o transmit arborelui cotit prin intermediul

mecanismului motor;

asigur n cazul cnd nu sunt rcite direct, scurgerea spre cilindru a cldurii primite de

la gazele arse:

Ele sunt deci expuse solicitrilor mecanice provocate de forele din mecanism i unor

importante solicitri datorate dilatrilor inegale.

Proiectarea pistonului cuprinde urmtoarele etape:

desenul pistonului, determinarea dimensiunilor prealabile ale pistonului;

calculul fundului pistonului;

calculul regiunii port-segment;

calculul umerilor pistonului;

calculul strngerii;

calculul profilului pistonului.Pistoanele motoarelor cu autoaprindere cu turaie mare se execut exclusiv din aliaje

de Al, de aceea aleg un aliaj de ATC Si 12 Cu Mg Ni KS 1275, ntruct la aceste motoare,

eliminarea jocurilor mari i a loviturilor ce le nsoesc prezint mai mult importan dect

reducerea seciunilor prin care se scurge cldura, folosind un material cu o conductivitate mai

puinbun din punct de vedere mecanic.

III.2. Dimensiunile prealabile ale pistonului


37/94

Pagina 37 din 94

Pistonul se schieaz iniial n raport cu soluiile constructive pe care le alegem, pe

baza datelor statistice existente n literatura de specialitate, n raport cu destinaia motorului.

Dimensiunile caracteristice ale pistonului sunt prezentate n figura urmtoare:

Pistonul se dimensioneaz

pe baza unor date statistice, funcie de destinaia motorului, materialul utilizat i soluiaconstructiv aleas.

Cele mai multe informaii provin de la motoarele uoare, a cror pistoane realizate n

construcie unitar i solicitate aproximativ identic au permis stabilirea unor limite de valori

ale dimensiunilor principale, dup cum urmeaz;

grosimea capului :

= 0.09*D = 7.2

lungimea pistonului:L = 0.9*D = 76

nlimea de compresie:

Hc = 0.7*D = 50

lungimea mantalei:

Lm = 0.65*D = 46

diametrul umrului:

du = 0.4*D = 32 (mm)

distana dintre bosaje:


38/94

Pagina 38 din 94

B = 0.35*D = 30 (mm)

grosimea R.P.S. :

s = 0.05*D = 4.105 (mm)

grosimea radial a segmentului de compresie:

ac = 0.04*D = 3.281 (mm)

grosimea radial a segmentului de ungere:

au = 0.041*D = 3.289 (mm)

jocul radial ntre segment i fundul canalului pentru segment:

(ac = 0.5 (mm); (au = 0.8 (mm)

diametrul interior al pistonului:

Di = D - 2*(s + ac + (ac) = 68.29 (mm)

nlimea canalului port segment:

H = 2 (mm)

grosimea flancului:

H2 = 3 (mm)

diametrul bolului:

d = 22 (mm)

diametrul interior al bolului:

di = 14 (mm)

lungimea bolului:

l = 71.825 (mm)

masa pistonului (iniial):

mp = 0.290 (kg)

La trasarea profilului unui piston i la fixarea poziiei primului segment, va trebui s

se in seama de seciunile necesare scurgerii cldurii de la fundul pistonului spre cmaa

cilindrului. Se admite c aproximativ 8593 % din cldura primit de fundul pistonuluiurmeaz s se scurg prin masa pistonului la cmaa cilindrului.

III.3. Calculul fundului pistonului

Fundul unui piston este solicitat termic i mecanic. Fora de presiune se transmite prin

umerii mantalei la bol, deformnd pistonul. Aceasta, cumulat cu efectele strii termice a

capului pistonului care pot reduce rezistena mecanic a materialului la anumite aliaje de Alla jumtate, i cu diferenele locale de temperatur care pot produce tensiuni termice i


39/94

Pagina 39 din 94

deformaii n piston, duc la concluzia c la calculul fundului unui piston trebuie realizat o

optimizare, astfel nct s rezulte nite coeficieni de siguran csuficieni de mari, pentru a

asigura o funcionare ireproabil.

Eforturile termice unitare sunt generate de repartiia neuniform a temperaturilor ncapul pistonului i de modul n care acesta se dilat liber sau limitat.

Densitatea fluxului de cldur q (w/m) se asigur prin raportul dintre fluxul de cldur

Qpcedat capului pistonului i suprafaa acestuia. Cantitatea de cldur Qpreprezint numai o

fraciune din cldura total dezvoltat prin ardere.

6.3Ri

HgP10

R

Qq

2

ien

6

2

i

p

(W/m2)

unde : Pn = 210 (kW) -puterea nominal;

ge = 0.32 (kg/kW*h)consumul specific de combustibil la regim nominal;

Hi = 43890 (kJ/kg)puterea caloric inferioar a combustibilului;

R (mm)raza cilindrului;

i = 8numrul de cilindrii.

Fraciunea depinde de modul de rcire a pistonului :

( = 0.020.025 -pentru pistoane nercite

( = 0.030.09 -pentru pistoane rcite mediu

( = 0.10.15 -pentru pistoane rcite intens

Pistonul nercit evacuarea cldurii acumulate de capul pistonului se face aproape n

totalitate prin R.P.S., deci prin conducie dinspre centrul capului spre periferia sa. Variaiapistonului neracit este limitat de valoarea puterii specifice Pscare reprezint raportul dintre

puterea nominal i suprafaa tuturor capurilor pistoanelor, la motoarele de traciune rutier.

Valorile limit ale Ps sunt : Ps= 2025 (kW/dm2).

561.24Di

4PP

2

n

s

(kW/dm2) - alegem piston ncastrat nercit.


40/94

Pagina 40 din 94

Alegem = 0.024 .

n cazul pistonului nercit, diferena ntre temperatura centrului, Tr i temperatura

periferiei este :

1506.174

Rq10TTT

*

2

ir3

pcr

(K)

unde : qr = 1.855*103 (W/m2)densitatea fluxului de cldur pe direcie radial;

Ri = 34.145 (mm)raza periferiei capului pistonului;

(* = 10.74 (mm)grosimea medie a capului pistonului;( = 150 (W/mk)conductivitatea termic a materialului capului pistonului.

Se consider qr = q (W/m2).

III.4. Calculul efortului unitar rezultant

Eforturile rezultante maxime se dezvolt n capul pistonului cnd acesta se afl n

poziia corespunztoare atingerii presiunii maxime a gazelor. Eforturile rezultante minime

apar la nceputul procesului de aspiraie.

n primul rnd se calculeaz eforturile unitare rezultante maxime i minime pentru

fundul pistonului ncastrat, nercit, n punctele periculoase din figur.

,p (mm)grosimea capului pistonului n centrul i respectiv periferia sa;

pz

= 6.5 (MPa)presiunea maxim a gazelor;

pa = 0.09 (MPa)presiunea din timpul admisiei;

po = 0.1 (MPa)presiunea mediului ambiant;

1 = 0.322raportul dintre raza manivelei i lungimea bielei.


41/94

Pagina 41 din 94

41

2

max10688.21RJ

(m/s2)acceleraia maxim a pistonului

500Ji

(m/s2) ; imaxz

JJJ

4

z 10618.2J (m/s2) - acceleraia pistonului n momentul atingerii presiuniimaxime.

837.0k 5101.2 (MPa)

4109.7E (MPa)3

107.2 (kg/m3)

Radial, n centru, pe fibra exterioar.

MPa839.226

10Jpp8

R13T

1

E75.0

MPa739.136

10Jpp8

R13T

1

E75.0

min1r

6

zxoz2

2

i

rmin1r

max1r

6

maxxoa2

2

i

rmax1r

Radial, n centru, pe fibra interioar.

MPa486.45

10Jpp8

R13

T1

E

25.0

MPa586.135

10Jpp8

R13T

1

E25.0

min2r

6

maxxoa2

2

i

rmin2r

max2r

6

zxoz2

2

i

rmax2r

Radial, la periferie, pe fibra exterioar.


42/94

Pagina 42 din 94

MPa088.137

10Jpp4

R3T

1

E75.0

MPa605.3

10Jpp4

R3T

1

E75.0

min3r

6

maxxoa2

2i

rmin3r

max3r

6

zxoz2

2

i

rmax3r

Radial, la periferie, pe fibra interioar.

MPa648.87

10Jpp4

R3T

1

E25.0

MPa835.45

10Jpp4

R3

T1

E

25.0

min4r

6

zxoz2

2

i

rmin4r

max4r

6

maxxoa2

2

i

rmax4r

Tangenial, la periferie, pe fibra exterioar.

MPa952.136

10Jpp4

R3T

1

E75.0

MPa234.90

10Jpp4

R3T

1

E75.0

min3t

6

maxxoa2

2

i

rmin3t

max3t

6

zxoz2

2

i

rmax3t

Tangenial, la periferie, pe fibra interioar.


43/94

Pagina 43 din 94

MPa019.1

10Jpp4

R3T

1

E25.0

MPa699.45

10Jpp4

R3T

1

E25.0

min4r

6

zxoz2

2i

rmin4r

max4r

6

maxxoa2

2

i

rmax4r

Eforturile echivalente:

(t1min = (r1min (t1max = (r1max

(t2min = (r2min (t2max = (r2max

III.5. Calculul la oboseal al capului pistonului

Acest calcul const n determinarea coeficientului de siguran n cele patru puncte

periculoase pentru solicitrile pe direcia radial i tangenial.

Nu se calculeaz un coeficient global de siguran.

c1 = c1r = c1t c3r , c3t i c4r , c4t .

c2 = c2r = c2t

Amplitudinea eforturilor.

2

min1rmax1r

1vr

vr1 = 45.05 (MPa)

2

min2rmax2r

2vr

vr2 = 45.05 (MPa)

2

min3rmax3r

3vr

vr3 = 66.741 (MPa)

2min4rmax4r4vr

vr4 = 66.741 (MPa)


44/94

Pagina 44 din 94

2

min3tmax3t

3vt

vt3 = 23.359 (MPa)

2

min4tmax4t

4vt

vt4 = 23.359 (MPa)

Efortul mediu

2

min1rmax1r

1mr

mr1 = - 181.789 (MPa)

2

min2rmax2r

2mr

mr2 = 90.536 (MPa)

2

min3rmax3r

3mr

mr3 = - 70.347 (MPa)

2

min4rmax4r

4mr

mr4 = - 20.906 (MPa)

2

min3tmax3t

3mt

mt3 = - 113.593 (MPa)

2

min4tmax4t

4mt

mt4 = 22.34 (MPa)

Coeficientul de asimetrie

max1r

min1r

1ry

yr1 = 1.659 max2r

min2r

2ry

yr2 = 0.335

max3r

min3r

3ry

yr3 = 1.423 max4r

min4r

4ry

yr4 = - 1.912

max3t

min3t

3ty

yt3 = 1.518 max4t

min4t

4ty

yt4 = - 0.022


45/94

Pagina 45 din 94

248.0

1mr

1vr

498.0

2mr

2vr

949.0

3mr

3vr

692.0

4mr

4vr

206.03mt

3vt

046.1

4mt

4vt

Se calculeaz raportul :

o

o12

= 0.111 c

1

c

1

1

Z

Z = 1.133

n cazul n care

Z

m

v

rezult cmv

1

vc

n cazul n care

Z

m

v

rezult c

mv

c

vc

unde : 1 = 70 (MPa)rezistena la oboseal la solicitri de ncovoiere, dup ciclul

alternant simetric;

(c = 120 (MPa)rezistena la oboseal la solicitarea de ncovoiere, dup

ciclul pulsant;

(o = 1.8*(1 = 126 (MPa)limita de curgere a materialului capului

pistonului;

( = 1.05coeficient de concentrare a tensiunilor;( = 1coeficient dimensional;

( - coeficient de calitate a suprafeelor;

(1 = 0.95pentru punctele 1 i 3;

(2 = 0.85pentru punctele 2 i 4.


46/94

Pagina 46 din 94

1mr1vr

1

c

r1c

c1r = 1.649

2mr2vr

2

c

r2c

c2r = 1.734

3mr3vr

1

c

r3c

c3r = 2.401

4mr4vr

2

1

r4c

c4r = 1.778

3mr3vt

1

c

t3c

c3t = 3.216

4mr4vt

2

c

t4c

c4t = 2.947

III.6. Calculul regiunii port-segment

Solicitrile periculoase apar n primul umr de segment i n seciunea transversal

prin capul pistonului, la nivelul canalului pentru segmentul de ungere, unde se evideniatzona slbit din cauza gurilor sau tieturilor

practicate contra pompajului, sau pentru

mpiedicarea conduciei cldurii ctre manta.

verificareaprimului umr de segment


47/94

Pagina 47 din 94

Primul umr de segment este solicitat variabil la ncovoiere i forfecare n seciunea

de ncastrare, n ciclul pulsant (y = 0), de ctre fora generat de presiunea maxim a gazelor

pz(MPa). Datorit laminrii, n primul canal de segment se transmite numai o fraciune din

aceast presiune maxim a gazelor, i anume, 0.9*pz .

Eforturile unitare maxime de ncovoiere i forfecare se determin cu relaiile:

2

2cc

2

ccccz

maxuHa2a2D

aaaaDp7.2

umax = 16.872 (MPa)

2cc

ccccz

maxuHa2a2D

aaaaDp9.0

umax = 5.879 (MPa)

Efortul unitar rezultant se calculeaz cu relaia :

2

maxu

2

maxurez4

rez = 20.565 (MPa)

Efortul unitar rezultant rez nu trebuie s depeasc valorile de 30-40 (MPa) la

pistoanele uoare sau 60-80 (MPa) la cele din font sau oel.

Condiie ndeplinit.

Coeficientul de siguran la oboseal pentru ncovoiere se determin cu relaia :

1

max1r

12

C

C = 1.801 (MPa)

verificarea seciunii transversale prin canalul segmentului de ungere


48/94

Pagina 48 din 94

n canalul de ungere, seciunea efectiv

Acp care delimiteaz regiunea port-segment de

mantaua pistonului este reprezentat n figura

urmtoare. n zona umerilor bolului, din cauza

rigiditii ridicate impuse, nu vor fi practicate

guri pentru ungere, sau fante pentru ntreruperea

fluxului termic ctre mantaua pistonului.

Aceast seciune este solicitat variabil

dup un ciclu asimetric la care valorile maxime i

minime ale eforturilor unitare de comprimare-

traciune se determin cu relaiile:

sdhhsDD

44

D3

4

LLD

4

LLDV

2

g

2

i

2m

2

im

2

cp

Vcp = 0.062 (dm3)

Mcp = (*Vcp Mcp = 0.168 (kg)

sh4

4

D

4

sDA

2

i

2

i

cp

Acp = 429.209 (mm2)

n care: Mcp (kg)masa capului pistonului, determinat de seciunea prin canalul

segmentului de ungere;

Acp (mm2)aria seciunii ntrerupte de gurile sau de fanta din canal;

(h = 0.5 (mm)diferena dintre nlimea canalului de la segmentul deungere i cea a diametrului gurii din regiunea canalului de umplere;

dg = 2 (mm)diametrul gurii din regiunea canalului de ungere de la

segmentul de ungere.

Efortul unitar maxim de comprimare n seciunea transversal a canalului segmentului

de ungere:


49/94

Pagina 49 din 94

cp

zcp

2

oz

maxcA

JM4

Dpp

cmax = 44.408 (MPa)

Efortul unitar minim de ntindere n seciunea transversal a canalului segmentului de

ungere:

cp

maxcp

2

oa

mincA

JM4

Dpp

cmin = 12.806 (MPa)

Amplitudinea eforturilor unitare normale n seciunea canalului segmentului de

ungere:

2

cmincmax

v

v = 28.607 (MPa)

Efortul unitar normal mediu n seciunea canalului de ungere:

2

cmincmax

m

m = 15.801 (MPa)

Coeficientul de asimetrie:

cmax

cminy

y = 0.288 o

o1

1

2

1 = 0.111

Coeficientul de siguran la oboseal se calculeaz curelaiile:


50/94

Pagina 50 din 94

m

v

x

d

dx = 1.81

c

1

1

c

1

z

1

d

dz = 1.133

Deoarece dx > dzvom folosi urmtoarele relaii:

m1v

1

cC

C

= 3.416

III.7. Calculul umerilor pistonului

Umerii pistonului sunt solicitai variabil la ncovoiere dup un ciclu alternant. n cazul

n care se folosesc aliaje uoare, n umeri pot aprea i eforturi unitare de fretaj la rece,

situaie n care pistonul trebuie nclzit naintea montrii bolului.

Presiunea convenional maxim ce se

dezvolt n umeri prin apsarea bolului nu

trebuie s depeasc anumite valori pentru care

uzurile devin inacceptabile.

Calculul lui pumax n (MPa) se face cu

relaia:

B1d4

JM4Dppp zp

2

ozmaxu

(MPa)

pu max = 33.261 (MPa)

Se consider c fora din bol se distribuie uniform pe lungimea umerilor pistonului.

Presiunea uniform liniar distribuit pe bosaj:


51/94

Pagina 51 din 94

BL4

JM4Dppp

p

2

o

l

(MPa)

unde: p = pa => Jmax

p = pa => Jz

Mp (kg) masa pistonului echipat cu segmeni;

Mp = Mp + Ms (kg)

Momentul n seciunea A-A de ncastrare a grinzii (umrului), calculat la nceputul

admisiei i la nceputul destinderii:

8

BDpM

2

i

eAA

(MPa)

Eforturile sunt urmtoarele:

x = d/dn = 0.651

Eforturilor unitar de ncovoiere maxim n umerii pistonului la nceputul procesului de

destindere:

B1x1d

BDMJ4Dpp

43

n

2

ipz

2

oz

maxi

075.44

maxi

(MPa)

Efortul unitar de ncovoiere minim n umerii pistonului, la sfritul procesului de

aspiraie:

B1x1dBDMJ4Dpp

43

n

2

ipz

2

oa

mini

307.7

mini

(MPa)


52/94

Pagina 52 din 94

Amplitudinea eforturilor unitare i efortul unitar mediu de ncovoiere n umerii

pistonului:

2minimaxi

v1 v = 25.691 (MPa)

Efortul unitar normal mediu n de ncovoiere n umerii pistonului:

2

minimaxi

m1

m = 18.384 (MPa)

Coeficientul de asimetrie:

maxi

mini

1y

y = - 0.166 o

o1

1

2

1 = 0.111

Coeficientul de siguran la oboseal se calculeaz cu relaiile:

m

v

xd

dx = 1.397

c

1

1

c

1

z

1

d

dz = 1.133

m11v1

2

c

C

C = 2.996

C A P I T O L U L IV

CONSTRUCTIA SI CALCULUL BOLULUI


53/94

Pagina 53 din 94

IV.1. Consideraii generale

Bolul este unul din organele cele mai solicitate i mai supuse uzurii. Trebuie s

ndeplineasc condiia de a avea o mas ct mai mic posibil. Bolul suport fore att de

mrime variabil ct i de sens alternativ. Aceste fore supun bolul la ncovoiere alternativ

i la ovalizare. Materialul bolului este supus la oboseal. Date fiind condiiile grele de lucru,

bolul se execut din oel aliat de cementare: 21MoMnCr 12 (STAS 7450-86).

Avnd n vedere c pentru piston am proiectat o gaur pentru bol de d=22(mm),

adopt tratament termic de clire, evitndu-se modificrile dimensionale n timpul funcionrii.

Suprafaa bolului se cementeaz pe ntreaga lungime, pe o adncime de 0.61 (mm).

IV.2. Predimensionarea bolului. Date de proiectare

Adopt soluia constructiv de bol flotant n piciorul bielei i n bosaje, pentru a avea o

uzur a bolului pe toat suprafaa acestuia. Rotindu-se, bolul este solicitat n ciclu alternant

simetric.

Experimental s-au determinat

intervalele de valori pentru dimensiunile

constructive ale bolului.

Cnd bolul este flotant n ambele

mbinri, se prevd inele de siguran din

srm care asigur bolul contra deplasrilor

axiale. Dimensiunile canalelor i inelelor desiguran sunt urmtoarele:

d = 22 (mm); b = 7 (mm); c = 6 (mm); d1 = 24.6 (mm); d2 = 1.5 (mm);

d3 = 23.7 (mm); e = 23.7 (mm); r = 0.8 (mm); g = 21.5 (mm).

IV.3. Schema de ncrcare


54/94

Pagina 54 din 94

In figura urmtoare se prezint schema de ncrcare a bolului, innd cont de faptul

c, n timpul funcionrii, bolul este flotant att n biel ct i n bosaje. Se consider bolul

ca o grind simetric rezemat la mijloc pe distana b, pe care sarcina se distribuie uniform.

n bosaje, sarcina se distribuie uniform i liniar.

Observaie: ntruct pe parcursul

funcionrii bolul execut o rotaie complet,

astfel nct un punct de pe suprafaa exterioar

va fi iniial solicitat de o for maxim (cnd

se afl spre camera de ardere), i de aceeai

for cnd se afl n partea de jos, eforturile

fiind n acest caz egale, dar de semne contrare.

Se impune, deci, un calcul la oboseal dup un

ciclu alternant simetric.

Forele care ncarc mbinarea bol-buc bielei sunt:

zpe

2

ozmaxJm

4

DppF

(N) Fmax = 3.436104 (N)

maxpe

2

oaminJm

4

DppF

(N) Fmin = 1.218104 (N)

unde: mpe = 0.62 (kg) masa pistonului echipat cu segmeni;

b

2i

2b

ldd4

m

(kg) mb = 0.168 (kg)

IV.4. Calculul de verificare la uzur

Este necesar calculul a dou presiuni convenionale maxime:

presiunea dintre bol i bosaj:


55/94

Pagina 55 din 94

32ppaadma

(MPa);

201.47pa2d

Fp

amax

a

(MPa)

presiunea dintre bol i buca bielei:

39ppaadma

(MPa);

058.64pbd

Fp

bbe

maxb

(MPa)

Normal pa < pb .

Va rezulta:

ba

maxminbp

1

p

1

ba2

Fd

dbmin = 20.433 (mm)

IV.5. Calculul de verificare la ncovoiere

Momentul de ncovoiere maxim apare n seciunea A-A i este dat de relaia:

maximaxiWM

;4

4

i

4

d

dd

32W

deci:

43max

4

4i

4

max

maximaxi

1d

4

b

3

a2

2

lF16

d

dd

32

4

b

3

a2

2

l

2

F

W

M

unde

= di/d ;

142.386maxi

(MPa)

Verificarea fcndu-se la oboseal n ciclul alternant simetric, efortul minim de

ncovoiere va fi:

maxmin (MPa)


56/94

Pagina 56 din 94

Atunci, amplitudinea eforturilor la oboseal la ncovoiere:

maxminmaxv 21 (MPa)

Efortul mediu la oboseal la ncovoiere: m = 0 (MPa).

Coeficientul de rezisten la oboseal la ncovoiere:

v

1c

c= 1.001

unde: - coeficient efectiv de concentrare a tensiunilor la solicitrile variabile;

( - coeficient de calitate al suprafeei (pentru bol cementat cu suprafa

lustruit;

- factor dimensional (oel aliat, fr concentratori)

IV.6. Calculul de verificare la forfecare

Seciunea cea mai solicitat la forfecare este cea situat ntre bosaj i piciorul bielei.

Efortul unitar la forfecare se calculeaz cu formula lui Jurawski:

422

max

1d

1F85.0

(MPa) = 112.736 (MPa)

Valoarea admisibil este: adm= 80120 (MPa), deci verific.

IV.7. Calculul de verificare la ovalizare


57/94

Pagina 57 din 94

Presupunem c bolul este o grind curb n seciunea transversal, ncrcat cu o

sarcin sinusoidal. Solicitarea la ovalizare apare n seciune longitudinal. Eforturile unitare

de ncovoiere ntr-o seciune oarecare iau valori diferite pe fibra interioar i pe fibra

exterioar. Acestea sunt date de relaiile de mai jos rezultnd valori mai mici dect efortul

admisibil de ovalizare a=78.21(MPa).

3

20fi4.0155.1

1

1

1

12119.0

dl

F0

(MPa)

o0fi = 78.2161 (MPa)

3

290fi4.0155.1

1

636.0

1

121174.0

dl

F0

(MPa)

o90fi = - 172.6844 (MPa)

3

20fe4.0155.1

1

1

1

12119.0

dl

F0

(MPa)

o0fe = 194.9978 (MPa)

3

290fe4.0155.1

1

636.0

1

121174.0

dl

F0

(MPa)

o90fe = - 267.7057 (MPa)Deformaia diametrului de ovalizare se limiteaz, pentru a preveni griparea bolurilor

n locauri. Deformaia maxim de ovalizare este dat de relaia:


58/94

Pagina 58 din 94

33

maxmax

4.0155.11

1

lE

F09.0d

(mm); dmax = 2.76310-3

(mm)

02.0dadm

(mm).

C A P I T O L U L V

CONSTRUCIA I CALCULUL SEGMENILOR

V.1. Consideraii generale

Segmenii se definesc ca organe de etanare. Sub aciunea forei elastice, segmentul

este aplicat tot timpul pe cilindru. Sub aciunea forei normale, pistonul basculeaz,

apropiindu-se i deprtndu-se de oglinda cilindrului, rezult c segmentul se deplaseaz

radial n canalul pistonului, eliminnd astfel eventualele particule de cocs, particule preluate

de pelicula de ulei, regsite apoi, prin filtrare n filtru. Ca material pentru primul segment se

recomand a fi oelul. Chiar dac nu posed proprieti satisfctoare de alunecare, se

folosete oelul deoarece fonta nu poate satisface cerinele de rezisten impuse.

Al doilea segment, de etanare, are

urmtoarea form a seciunii ca n figura alturat.

La aceast form, etanarea e bun dup

un timp de rodaj relativ sczut. Etanarea se face

pe o suprafa mic. Rezult un contact bun pe

toat suprafaa. Pe planul superior al segmentului

s gsete inscripionat cuvntul TOP, ce reprezint partea care se monteaz sp re segmentul

de foc (spre camera de ardere). Aceast form geometric genereaz cu uurin pana de ulei

n cursa spre P.M.I., i racleaz uleiul n cursa spre P.M.E.

Materialul pentru segmentul de etanare este fonta martensitic cu grafit lamelar fin

repartizat uniform, cu reea de eutectic fosforos. Acest material satisface bine cerinele unui

material antifriciune.


59/94

Pagina 59 din 94

Segmentul de ungere se caracterizeaz prin presiune medie elastic ridicat, jocuri

reduse ntre segment i feele laterale ale canalului din piston, prezena unor caviti unde se

adun uleiul rzuit de pe pereii cilindrului. Numrul feelor rzuitoare este dublu, nlimea

segmentului se mrete, nlimea suprafeei

efective de sprijin se micoreaz. Segmentul este cu

ferestre, prevzut cu dou margini cu flancurile

paralele, rezultnd presiuni de apsare mai mari pe

oglinda cilindrului ca n figura alturat.

Acest calcul are obiectivele:

s stabileasc forma segmentului n stare liber, i mrimea rostului as tfel nct, prin

strngere pe cilindru, segmentul s dezvolte o repartiie de presiune determinat.

s stabileasc cele dou dimensiuni de baz ale segmentului: a, h.

s verifice ca eforturile unitare ce apar n segment la deschiderea lui pentru montaj s

nu depeasc limita admisibil.

s verifice rostul la cald pentru a preveni impactul dintre capete n timpul funcionrii.

stabilirea legii de repartiie a presiunilor.

Principala funcie a segmenilor este de etanare. n funcie de motorul de proiectat

alegem o lege de repartiie a presiunii radiale a segmentului astfel nct s se realizeze o

etanare ct mai bun.

Legea de repartiie a presiunilor este urmtoarea:

n

2 e

ie

icosp

p1pp

(MPa)

unde: pe = 0.3 (MPa)presiune medie elastic

La segmentul de ungere, presiunea elastic este sensibil mai mare dect la cel de foc,

i se obine prin reducerea suprafeei de contact. Cu ct p e este mai mare, pulsaia

segmentului diminueaz, crete frecvena oscilaiilor proprii i se intensific transferul de

cldur dintre segment i cilindru. Presiunea medie elastic a segmentului de ungere se

determin cu relaia:


60/94

Pagina 60 din 94

r

*

eenh

hpp

(MPa) pen = 0.78 (MPa)3

nr

a

I12h

(mm)

unde: hr (mm)nlimea redus a segmentului de ungere.

In =560 (mm4)momentul de inerie a seciunii transversale, n raport cu axa

ce trece prin fibra neutr a solicitrii de ncovoiere generat de

montajul n cilindru (mm4).

h*(mm)nlimea total a marginilor ce vin efectiv n contact cu cilindrul.

Forma segmentului n stare liber.

Segmenii se fabric prin copiere. Pentru aceasta se

d forma segmentului n stare liber, n coordonate polare.

n figura alturat este dat forma segmentului n stareliber (II) i n stare montat (I) n cilindru, indicnd i

mrimile geometrice caracteristice formei libere:

2

a

2

DRr

m

(mm)

unde: r (mm)raza medie a formei n stare montat (circular);

( (mm)raza vectoare a formei libere;( (grd)unghiul razei vectoare.

Astfel, un punct Bode pe segmentul n stare montat (I), aflat la unghiul fa de

capul diametral opus rostului, ajunge n punctul B n stare liber (II) la unghiul i raza .

2a

cosp

p

1i2

11cos

p

p

1i

1sin

2

c11

IE

hpRRR

n

2

n

2 e

i

22

i

e

i

22

e

3

mm


61/94

Pagina 61 din 94

n

2

n

2 e

i

22

i

e

i

2

e3m

sinp

p

1i2

11isin

p

p

1ii

1cossin

2

c1

IE

hpRR

unde:

e

in

22

1i

p

p

1i

1c

Imoment de inerie (mm4) .

Coordonate polare ale conturului segmentului n stare liber

(grd)

()

(mm)

()

(grd)

0 42,96884 0

10 42,97471 9,859821

20 42,99197 19,72332

30 43,01959 29,5939540 43,05588 39,47471

50 43,09865 49,36798

60 43,14523 59,27529

70 43,19267 69,19725

80 43,23787 79,13341

(grd)

()(mm)

()(grd)

90 43,27764 89,08224

100 43,30887 99,04115

110 43,32861 109,0066

120 43,33414 118,9741

130 43,32306 128,9387

140 43,29335 138,8951


62/94

Pagina 62 din 94

150 43,24349 148,8379

160 43,17258 158,7620

170 43,08066 168,6627

180 42,96884 178,5365V.2. Calculul segmentului la solicitri de montaj

n timpul montajului se caut ca eforturile s fie aceleai cu cele din timpul

funcionrii. Pentru montare, segmentul se aplic pe piston. Raza fibrei medii de mrete.

Seciunea periculoas este tot n zona rostului pe fibra interioar. Condiia de montaj este m

a .

Momentul produs n seciunea de suma tuturor forelor din dreapta seciunii;

n

2

n

2 e

i

2e

i

2

1i

em

icosp

p

1i

1cos

p

p

1i

1cos1

phRRM

(Nmm)

Fora normal n seciunea ;

a2Dha

M2

a2Dha

aDM6

ha

N2fi

(MPa)

Eforturile maxime apar n seciunea diametral opus rostului, la montarea

segmentului;

m

1a

D

E2

IaE

phRR1

2

e3m

fimaxfemax

(MPa)

unde: m = 1cnd se aplic fore tangeniale pentru deschiderea rostului;

m = 0.5cnd se folosete cletele de montaj special. Adopt m = 0.5:

Rostul la cald n stare montat;


63/94

Pagina 63 din 94

ssncccT1SDT1DS

(mm)

unde: Sc = 0.144 (mm)valoarea rostului impus pentru condiiile funcionrii la

cald;

c , scoeficienii de dilatare termic liniar a cilindrului, respectiv segmentul

(K-1);

Tc, Tsdiferenele de temperatura la care se nclzete cilindrul, respectiv

segmentul;

Ts = TsTo = 530293 = 273 (k)

Tc = TcTo = 390293 = 97 (k)

Rostul la rece n stare montat;

sc

ccsscr

T1

TTDSS

(mm) Sr = 0.252 (mm)

C A P I T O L U L VI

CONSTRUCIA I CALCULUL BIELEI

VI.1.Generaliti

Biela are rolul de a transmite fora de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit,

i de a transforma micarea alternativ de translaie a pistonului n micare de rotaie a

arborelui cotit.

Calculul se va executa pentru piciorul, corpul, capul i uruburile bielei.

Biela este solicitat la compresiune i flambaj de forele generate de presiunea gazelor

din cilindru, i la ntindere-compresiune de fora de inerie a maselor n micare de translaie

alternativ. Materialul pentru biel trebuie s posede o rezisten ridicat la oboseal, o


64/94

Pagina 64 din 94

plasticitate corespunztoare datorit ocurilor ce apar n funcionare, i o greutate specific

redus. Astfel, materialul folosit pentru biel este un oel aliat cu marca 34MoCrNi15 ce are

urmtoarele caracteristici:

- limita de curgere la traciune , c=1000 (N/mm2)

- rezistena la rupere prin traciune, r=1300 (N/mm2)

- alungirea la rupere, As=9 %

- tratament termic : clire-revenire

Materialul pentru buc (cuzinetul) din piciorul bielei este CuAl10Fe3.

VI.2. Calculul de verificare al piciorului bielei

Piciorul bielei este supus la urmtoarele solicitri:

- de ntindere, produs de fora rezultant minim din piston(la nceputul admisiei);

- de comprimare, produs de fora rezultant maxim din piston (la nceputul

destinderii);

Eforturile produse de aceste solicitri se sumeaz algebric cu eforturile de fretaj.

Eforturile se calculeaz n ase puncte:

-pe fibra interioar i exterioar, n seciunea = 0;

-analog, pentru seciunea = /2;

-analog, pentru seciunea = - unghiul de racordare.

Apar astfel n cele ase puncte eforturi maxime i minime rezultante, pe baza crora

se determin coeficienii de siguran la oboseal .Iniial se predimensioneaz piciorul bielei

n funcie de intervalele de valori prescrise n documentaie.

- diametrul exterior al bolului: d = 22 (mm);

- diametrul exterior al piciorului: de = 28 (mm);

- grosimea peretelui piciorului: h = 4 (mm);

- grosimea peretelui bucei: hb = 1,5 (mm);

- diametrul interior al piciorului: di = 25.52 (mm);

- masa bolului: mb = 0.092 (kg);

- unghiul de racordare: ( = 1300 = 2,2689 (rad).


65/94

Pagina 65 din 94

VI.3. Eforturi unitare de ncovoiere

Fora minim ce solicit piciorul se datoreaz forei de inerie:

88.86134DppJmmFF

2

0amaxbpeimin (N)

Se consider 2

F2

fora concentrat de o parte i de alta a piciorului , simetric fa de

axa bielei, la unghiul = 300 = 0,5235 (rad).

M i N reprezint momentul, respectiv fora normal dintr-o seciune oarecare ( fa

de seciunea

O-O.Pe seciuni, M i N se calculeaz cu relaiile:

89.1313279180

3,310rF10M3

i4

o

02.25985720F10N i4

o

(N)

- pentru = 00: M(0)=M0+r

47,12

FNcos1 i0

(Nm)

58.3790cosN2

F0N 0

i (N)

- pentru = 2

: 24.82

FNcos1rM2

M i00 (Nm)

62.5460cosN2

F

2N 0

i

(N)

- pentru = 1300 : 71.12

2

FNcos1rM130M i00

(Nm)

08.3024cosN2F

130N 0i (N)


66/94

Pagina 66 din 94

Pentru calculul eforturilor minime vom determina constanta k dat de relaia :

8058,0

hE

hE1

1k

bb

Eforturile unitare minime se vor calcula cu relaiile :

63.58hb

10Nk

hr2h

hr60M2min1

(Nm)

18.71hb

10Nkhr2h

hr60M2min2

(Nm)

05.53

hb

1

2Nk

hr2h

hr6

2M2min3

(Nm)

35.70

hb

1

2Nk

hr2h

hr6

2M2min4

(Nm)

70.82hb

1130Nk

hr2h

hr6130M2min5

(Nm)

45.64hb

1130Nk

hr2h

hr6130M2min6

(Nm)

Eforturile unitare maxime sunt produse de fora de presiune a gazelor, Fp, dat de

relaia :

63.30977Jmm4

DppFF zbpe0maxpmax

(N)

Se consider o distribuie sinusoidal ca n figur, cu p = k sin i k= rF2

, n

aceleai seciuni (1-2, 3-4, 5-6) se calculeaz momentele i forele normale maxime.


67/94

Pagina 67 din 94

89.1310DsinB8

CsinA8BA

rFM

p0

02.259DsinB

CsinA8

8

FN

p0

(MPa)

n care:

0192,0cos2

sin12A

502,1sinB

08,02sin3sin212C 2

1222,0sin4

2sin

2D

- pentru =00:

43.716rcos1NM0M 00 (MPa)

N(0)=N0cos( =171.7 (N)

- pentru 2

:

2.1385cossin2

rFcos1NM

2M

p00

(Nm)

38.6536F

cosN2

Np

0

(N)

- pentru =1300 :

5.5903cossin2

rFcos1NM130M

p00

(Nm)


68/94

Pagina 68 din 94

01.6426F

cosN130Np

0

(N)

Eforturile unitare maxime se calculeaz cu relaiile, avnd constanta k calculatanterior :

10.136hb

10Nk

hr2h

hr60M2max1

(Nm)

82.35hb

10Nk

hr2h

hr60M2max2

(Nm)

15.64

hb1

2Nk

hr2hhr6

2M2max3

(Nm)

72.76

hb

1

2Nk

hr2h

hr6

2M2max4

(Nm)

35.280hb

1130Nk

hr2h

hr6130M2max5

(Nm)

85.24hb

1130Nkhr2h

hr6130M2max6

(Nm)

VI.4. Eforturile de fretaj

Solicitarea de fretaj este o solicitare de compresiune. Ansamblul picior-buc se

asimileaz cu un sistem de dou tuburi fretate, confecionate respectiv din oel i bronz. ntimpul funcionrii buca se dilat mai mult dect piciorul bielei, producnd o solicitare

suplimentar.

Strngerea la rece care asigur fretarea bucei din biel n picior este:

60 106s

(mm)

Strngerea la cald este dat de relaia: 0184,0dTTs i0pbt

[mm]


69/94

Pagina 69 din 94

n care :5

b 108,1 ;

5p 10

(K-1)coeficieni de dilatare liniar ai

materialului bucei , respectiv piciorului.

T = 900; T0 = 290 (K).

Presiunea de fretaj reprezint presiunea specific dat de fretarea bucei i se

calculeaz cu relaia :

75,11

E

dd

dd

E

dd

dd

d

ssp

b

22i

22i

2i

2e

2i

2e

i

t0f

(MPa) ,

unde : = 0,3 - coeficientul lui Poisson.

Eforturile unitare de fretaj n fibra exterioar i interioar , determinate de presiunea

de fretaj :

33.30pdd

d2f2

i2e

2i

fext

(MPa)

08.42pdd

dd

f2i

2e

2i

2e

fext

(MPa)

VI.5. Calculul coeficienilor de siguran

Pentru cele trei seciuni coeficienii de siguran la oboseal se calculeaz dup

algoritmul urmtor, pe fibra exterioar i interioar :

maxjfexte

maxij (MPa)

minjfexte

minij (MPa), unde j = 2,4,6;

maxjintfi

maxij (MPa);

minjintfi

minij (MPa), unde j = 1,3,5;

- efortul unitar mediu : 2

minijmaxijijm

(Mpa), j = 16;


70/94

Pagina 70 din 94

- amplitudinea eforturilor rezultante : 2

minijmaxij

ijv

(MPa), j =16;

- coeficientul de siguran :ijmijv

1

jc

unde : = 1; = 1; = 0,75; = 0,12; -1= 370 (MPa); j =16

Cu ajutorul algoritmului de mai sus , valorile coeficienilor de siguran n cele ase

puncte vor fi :

- punctul 1 :

45.57max1intfmax11 (MPa)

67.15min1intfmin11 (MPa)

58.212

min11max11v11

(MPa)

09.382

min11max11m11

(MPa)

84.12cm11v11

1

1

- punctul 2 :

35,21max2fextmax22 (MPa)

91,68min2fextmin22 (MPa)

35,232

min22max22

v22

(MPa)

65.422

min22max22m22

(MPa)

96,9c

m22v22

12


71/94

Pagina 71 din 94

- punctul 3 :

11,70max3intfmax33 (MPa)

04,98min3intfmin33 (MPa)

63.52

min33max33v33

(MPa)

48,922

min33max33m33

(MPa)

2,119c

m33v33

13

- punctul 4 :

49,98max4fextmax44 (MPa)

47,86min4fextmin44 (MPa)

26,282

min44max44

v44

(MPa)

47,862

min44max44m

Analiza proiectarii unui motor pentru actionarea unui autoturism

Documents

Transcript of Analiza proiectarii unui motor pentru actionarea unui autoturism