112 kw

6000 rot/min

4

liniar

2300 cm^3

96,03 mm

87 mm

87.07*10^5 N/m2

Date de proiectare

Motor cu aprindere prin scanteie

Putere nominala P =

Turatia nominala n =

Numar cilindrii i =

Dispunerea cilidrilor:

Cilindreea totala Vt =

Cursa pistonului S =

Alezajul D =

Presiunea maxima a gazelor

Blocul Motor

Conditii functionale

Bloc motor racit cu lichid, sunt grupai n blocul cilindrilor, care mpreun cu carterul se constituie ntr-o

singur pies .Blocul motorului poate fi proiectat cu cilindri nedemontabili soluie la care cilindri i

blocul se constituie ntr-o pies unic .Material : fonta; grosime de perete :6 mm ; nervuri:1 mm;

camere de racire:6 mm; diametrul surubului pentru chiulasa 10 mm; adancimea de insurubare 1,8 ( d

surub ); inaltimea de centrare :12 mm ;

Chiulasa

Chiulasa monobloc. Camera de ardere este amplasata in chiulasa si are forma tip "pana"

Numar de supape 2 pe cilindru. Total 8 supape

Raza de curbura spre poarta supapei se adopta 0,5 din diametrul talerului supapei

Grosimea peretelui este de 0,08dc

Scaunele se monteaza cu o strangere mica;0,069 mm

Grosimea peretelui este de 0,08dc

Grosimea chiulasei pentru montajul ghidului supapei se prevede 3 mm

PROIECTAREA CILINDRULUI

Calculul cilindrului

Din calculul termic a rezulatat:

valoarea alezajului:

D = 87 mm

presiunea la sfarsitul arderii p g

p g = 74,8 *105 N/m

27,48 N/mm

2

Grosimea peretilor se adopta din conditii de rigiditate:

pentru MAS d= 0,06D+2 mm

d = 0.06D+2= 7,2 mm

Pentru constructia cilindrului se alege fonta cu l = 3859 [N/mm2]

Se adopta l = 40 N/mm2

= 8 mm

Camasa umeda a cilindrului se verifica ca tensiunile sumare sa nu

depaseasca valorile admisibile.

Tensiunea de intindere in sectiunea transversala

Se adopta ca solutie constructiva cu cilindru prelucrat direct in bloc.

Dimensionarea peretelui cilindrului se poate realiza si din relatia

tensiunilor in plan longitudinal.

0 5, D pg

l

t g

med pD

0 25, medDD D

12

unde: pg - presiunea maxima a gazelor [N/mm2]

D 1 =2d+D= 101 mm

D med = 94 mm

t = 21,7 N/mm2

Tensiunea de incovoiere este data de relatia

W= 47031,6 mm3

i = 2,7 N/mm2

unde: h - distanta din P.M.I pana la axa boltului [mm]

40 mm

N - forta normala pe peretele cilindrului [Nm]

Din calculul dinamic:

forta normala maxima pe peretele cilindrului Nmax este

Nmax= 3205 N

Tensiunea totala are urmatoarea expresie:

= 24 N/mm2

se adopta h=

i = (N h )

W

max

W = 32

D - D

D

14 4

1

= + t i

Pe unitatea de lungime actioneaza forta:

80583,3 N/mm

unde:

Dm diametrul mediu de etansare

Alte dimnesiuni adoptate:

De - diametrul de etansare

112 mm

Dg - diametrul gulerului

118 mm

Ds - diametrul zonei de centrare

113 mm

Dm diametrul mediu de etansare

103 mm

Momentul incovoietor care actioneaza in gulerul camasii este dat de relatia:

1650,6 Nmm

unde :

7 mm

La proiectarea cilindrilor care se sprijina pe un guler la partea superioara,

inaltimea H a gulerului camasii se considera desfasurata

Fs - forta de strangere a camasii pe

bloc si este egala cu forta ce

actioneaza asupra suruburilor de

chiulasa ale unui cilindru

y - reprezinta bratul dintre cele doua

forte Fs care actioneaza asupra

gulerului cilindrului:

mmDDe 5...31

mmDD eg 6

2

DDD

g

m

4

3.1

2

gnaxm

s

PDF

m

s

iD

yFM

2

2m

sgD

DD

y

mmDDs e 1

Inaltimea gulerului cilindrului Hg:

9 mm

unde : ai= 80 Mpa

Tensiunea egala pentru o portiune egala cu unitatea este:

120 Mpa

Elemente de etansare a cilindrilor

Garnitura de chiulasa

Etansarea fata de lichidul de racire

Garnitura metaloplastica este constituita dintr-o foaie de azbest armata cu o

tesatura din fire metalice sau o placa (inima) din cupru sau otel cu continut scazut

de carbon. Protectia garniturii contra gazelor arse se realizeaza prin bordurare cu

tabla din cupru sau aluminiu. La unele garnituri se bordureaza si orificiile de

trecere ale lichidului de racire.

Orificiile garniturii pentru circulatia uleiului si lichidului de racire se executa cu

diametre mai mari cu 23 [mm] fata de cele din bloc sau chiulasa pentru a se

elimina efectul de diafragma la curgerea acestora. Orificiile pentru suruburile

(prezoanele) de chiulasa sunt cu 12 [mm] mai mari decat diametrul acestora.

Etansarea fata de lichidul de racire se realizeaza cu inele din cauciuc montate in

canale executate n camase.

Etansarea cilindrului la partea superioara fata de gazele arse se realizeaza cu

garnitura de chiulasa iar fata de lichidul de racire n partea inferioara cu garnituri a

caror forma depinde de solutia constructiva adoptata.

Se deformeaza sub efectul de strangere a chiulasei, in timpul arderii cand

presiunea gazelor tinde s indeparteze chiulasa, materialul garniturii trebuie sa

posede o elasticitate suficienta pentru a urmarii deplasarea chiulasei si, sa nu se

compromita etansarea. Temperaturile inalte cu care vine n contact garnitura de

chiulasa nu trebuie sa afecteze rezistenta si elasticitatea materialului.

In functie de materialul din care se confectioneaza garnitura de chiulasa acesta

poate fi: metaloplastica, plastica sau metalica.

In cazul de fata ca solutie constructiva se alege pentru etansarea chiulasei cu

blocul motor garnitura de chiulasa metaloplastica.

2

2m

sgD

DD

y

2

6

gm

si

HD

yF

ai

iMHg5.1

6

Se alege inel O cu diametrul sectiuinii d :

d = 3 mm

Dimensiunile canalului de etansare:

Latimea canalului b :

b = 4,2 mm

Adancimea t :

t = 5,2 mm

Dimensiunile principale ale pistonului

1- camera de ardere

2- capul

3- bosajele pentru bolt

4- fusta

5- insertiile de otel sau fonta

6- boltul

7- sigurantele boltului

8- segmentii

D- diametrul cilindrului

Db- diametrul exterior al boltului

SB - grosimea capului pistonului

Hm=78 mm

L=52 mm

Ll=58 mm

H=8.7 mm

Hc=4,5 mm

=7 mm

B=35 mm

Calculul pistonului

PROIECTAREA PISTONULUI

Din punct de vedere constructiv, ansamblul piston, are urmatatoarele elemente functionale:

Elementele dimensionale ale capului pistonului pentru motorul cu aprindere prin scanteie

HN - distana de la generatoarea alezajului

pentru bol la fundul pistonului

HM - nlimea camerei de ardere din capul

pistonului

Se alege piston cu cap plat datorita simplitatii constructive si suprafetei minime

de schimb de caldura. Pistonul se face din aliaj de Al pe baza de Si din grupa aliajelor eutectice.Marca

aliajului: ATC Si12CuMgNi KS 1275 MAHLE 124

Modulul de elasticitate: E=7500 [daN/mm2]

Duritatea Brinell: 90...120 HB la 293 [K]

70...90 HB la 423 [K]

30...40 HB la 523 [K]

Rezistenta de rupere la tractiune: la 293 K: 20...25 [daN/cm2] la 293 [K]

la 423 K: 18...23 [daN/cm2] la 423[K]

la 523 K: 10...15 [daN/cm2] la 523 [K]

Rezistenta de rupere la oboseala: la 293 K: 8...12 [daN/cm2] la 293 [K]

la 573 K: 5 [daN/cm2] la 523 [K]

Densitatea = 2,682,70 [kg/dm3]

Calculul pistonului la solicitari mecanice

Calculul capului pistonului

Lungimea pistonului H

H = 0,800...1.100D = 78,3 mm

se adopta : H = 78 mm

Lungimea mantalei L

L = 0,5000,800D = 52,2 mm

se adopta : L = 52 mm

Pistonul se schiteaza in raport cu solutiile constructive alese. Dimensiunile alese se adopta

pe baza datelor statistice:

Inaltimea de compresie l l

ll = 0,5000,700D = 57,42 mm

se adopta: ll = 58 mm

Inaltimea de protectie a segmentului de foc h

h = 0,0600,120D 8,7 mm

se adopta: h = 8,7 mm

Grosimea flancului h c

hc = 0,0350,450D= 4,35 mm

se adopta: hc = 4,4 mm

Grosimea capului

= 0,0800,100D 6,96 mm

= 7 mm

Distanta dintre bosajele alezajului boltului b

b = 0,2500,400D = 34,8 mm

se adopta: b = 35 mm

unde: di - diametrul interior al capului pistonului [m];

rl - unitar(a=200300 105 [N/m

2] pentru aluminiu);

pgmax - presiunea maxim a gazelor din cilindrul motorului [N/m2].

68 mm

rl= 132350186 N/mm2

1323,5 105 N/m

2

Diametrul fundului segmentului d :

d = D - 2 ( jr + t ) = 78 mm

Capul pistonului se verifica in ipoteza ca acesta este o placa circulara incastrata pe

contur, de grosime constanta, incarcata cu o sarcina uniform distribuita, data de presiunea

maxima a gazelor din cilindru:

se adopta di=

rl gmax i2

2p

d

01875 1,

t = grosimea radiala a segmentului 24mm

t = 4 mm

jr = jocul radial al segmentului jr = 1,3 mm pt D < 100mm

jr = 1,3 mm

Calculul profilului pistonului:

temperatura cilindrului :150350 oC

Tc = 200oC 473,2 K

temperatura capului pistonului : 200.. 300 oC

Tp = 250oC 523,2 K

temperatura mediului ambiant (motor rece):

To = 288 K

coeficient de dilatare termica al materialului:

Camasii (fonta): c = (1012) 10-6

1/K

c = 10,7 10-6

1/K

Pistonului (Aluminiu): p = (20,521,5) 10-6

1/K

p = 20 10-6

1/K

's = 0,0020,003 n zona superioar a pistonului

's = 0,0025 mm

' i = 0,0010,002 n zona inferioar a mantalei

'i = 0,0015 mm

Jocurile diametrale in stare calda in zona superioara si inferioara

0,22 mm

0,13 mm

Pentru asigurarea unei functionari normale a pistonului este necesar ca jocul relativ in stare

calda, dintre piston si cilindru, sa fie in limitele urmatoare:

Dss

Dii

Diametrul pistonului la cald la partea superioara:

D p = D - 's = 86,78 mm

86,55 mm

86,63 mm

0,45 mm

0,37 mm

Calculul zonei port-segmenti

Valorile eforturilor uniotare se calculeaza astfel:

la incovoiere

15 Mpa

unde:

la forfecare

6 Mpa

unde: pg - presiunea maxima

Diametrul exterior al pistonului in stare rece la partea superioara si partea inferioara

Jocurile diametrale n stare rece n zona superioar i inferioar

Umarul canalului pentru segment este supus la solicitari de incovoiere si forecare

de catre forta de presiune a gazelor scapate prin interstitiul dintre piston si

camasa cilindrului, care actioneaza asupra segmentuli

Rp raza pistonului [mm]

r raza fundului pistonului [mm]

Mi momentul incovoietor care solicita umarul canalului

segmentului

Wz modulul de rezistenta la incovoiere

h

rRp

W

M

c

p

gmax

z

ii

2

28,2

p

rR

rRpg

p

pg

f 76,076,0

22

22

Dii

)(1

')](1[

0

0

TT

TTDD

pp

scc

ps

)(1

')](1[

0

0

TT

TTDD

pp

icc

pi

psDDs

piDDi

pg = 7,48 N/mm2

efortul unitar echivalent:

19 Mpa

ech = 14.4 Mpa < echa=45 Mpa

Ea se verifica la compresie:

401 105 N/m

2

unde : AA - aria sectiunii reduse

AA = 1104 mm2

c = 427105 [N/m

2] < ac = 20045010

5 [N/m2]

78,26947 mm

unde :

l = 32 mm

pme = presiunea medie efectiva

pme = 0,9 N/mm2

Pentru partea inferioara a zonei port-segmenti

75,32775 mm

unde :

l' = 16 mm

pme = presiunea medie efectiva

pme = 0,9 N/mm2

In regiunea port-segment , sectiunea A-A, din dreptul segmentului de ungere este

redusa din cauza orificiilor pentru evacuarea uleiului.

Cunoscandu-se coeficientul de dilatare termica al materialului pistonului,

modulul de elasticitate si alti factori, se poate calcula grosimea peretelui

pistonului in zona port-segment, respectiv diametrele.

l = distanta de la fundul pistonului la

generatoarea alezajului boltului [mm].

l' = distanta de la planul care delimiteaza zona

port-segment si generatoarea alezajului pentru

bolt [mm].

22iech 4

A

Dp

A

2p

gmaxc4

p

l

Ddd me

2p2

2

1 02135,0

pl

Ddd me

2p2

2

2 0513,0

Calculul mantalei pistonului

0,33163 N/mm2

unde:

Nmax = 3205 N

LN - lungimea mantalei [m]

LN = 52 mm

14177 mm2

- in planul axei boltului

78,34656 mm

unde :

l1 = 50 mm

pme = presiunea medie efectiva

pme = 0,9 N/mm2

- la partea de jos a mantalei

78,363913 mm

unde :

l1' = 22 mm

pme = presiunea medie efectiva

pme = 0,9 N/mm2

Aev - aria suprafetei proiectata pe un plan normal pe axa

boltului [m2]

Grosimea peretelui mantalei respectiv diametrele interioare se determina cu

urmatoarele relatii:

l1 = distanta de la partea inferioara a pistonului

la axa boltului [mm];

l1' = distanta de la partea inferioara a pistonului

la axa boltului [mm];

Nmax - forta normala care actioneaza intr-un plan

perpendicular pe axa boltului [N]

Presiunea specifica pe mantaua pistonului pentru a preveni intreruperea pelicului

de ulei, nu trebuie s depaseasca o anumita valoare determinata conventional:

Np

ev LD

A2

2

evNp

smALD

Np

max

p

l

Ddd me

2p2

2

1

3 02135,0

p

l

Ddd me

2p2

2

1

4 00772,0

Calculul jocurilor segmentului in canal

Grosimea segmentului, b :

4,2

unde: K - constanta

K = 0,08

p gmax - presiunea maxima din cilindru [daN/mm2]

a - efortul unitar admisibil, a = 5,56,5 [daN/mm2]

a = 6,5 [daN/mm2]

Distanta dintre segment si umarul de piston j a :

ja1 = 0,089 mm

ja2 = 0,028 mm

ja3 = 0,042 mm

unde : f -constanta

f1 = 0,075 [mm] pt segmentul de foc

f2 = 0,028 [mm] pt ceilalti segmenti de compresie

f3 = 0,046 [mm] pentru segemtii de ungere

t - grosimea radiala a segmentului [mm]

t = 4 mm

b - grosimea axiala a segmentului [mm]

b = 3 mm

Al - coeficientul de dilatare pentru materialul pistonului [1/K]

T temperatura segmentului de foc [K]

T = 240 C 513,2 K

T temperatura segmentului de compresie [K]

a

gmaxp pK

Db

1

1002

paDT

b

tfj

T = 155 C 428,2 K

T temperatura segmentului de ungere [K]

T = 120 C 393,2 K

Distanta radiala dintre segment si peretele canalului j r :

jr = jocul radial al segmentului jr = 1,3 mm pt D < 100mm

jr = 1,3 mm

Proiectarea segmentilor

Se adopta fonta aliata cu grafit nodular avand urmatoarele caracteristici:

duritatea 300 380 HB

r > 500 N/mm2

t - grosimea radiala a segmentului

dis - diametrul interior al segmentului

dic - diametrul canalului de segment

D - alezajul cilindrului

b - grosimea axiala a segmentului

hc - inaltimea canalului de segment

R - raza fundului canalului;

J a - jocul pe flancurile segmentului (J a = h c - b );

J P - jocul piston-cilindru;

Segmentii au rolul de a realiza etansarea camerei de ardere, de a uniformiza

pelicula de ulei de pe oglinda cilindrului si de a transmite cilindrului o parte din

caldura preluata de piston de la gazele fierbinti. Segmentii care impiedica

scaparea gazelor din cilindru n carterul motorului se numesc segmenti de

compresie iar segmentii care distribuie uniform si elimina excesul de ulei de pe

suprafata cilindrului se numesc segmenti de ungere.

Solutiile adoptate in proiectarea segmentului trebuie sa tina seama de cerintele

impuse de siguranta in functionare, durabilitatea ridicata, eficienta etansarii si

pretul

Se adopta solutia cu trei segmenti (doi de compresie si unul de ungere) deoarece

asigura o etansare buna a camerei de ardere si o ungere adecvata a cilindrului.

J r - jocul radial al segmentului; J r = 1/2(d is - d ic )

t c - dimensiunea radiala a canalului

Calculul segmentilor

Calculul segmentului urmrete urmtoarele obiective:

3,276 N/mm2

coeficientul ce depinde de forma epurei de presiune a segmentului : = 0,196

modulul de elasticitate

E = 1,2 106 N/mm

2

deschiderea segmentului in stare libera la nivelul fibrei medii

S 0 = 14 mm

grosimea segmentului t,

t = 4 mm

3,78261

sau

9,981

unde:

tensiunea admisibila a,

a = 580 N/mm2

coeficient Km,

Km = 1,742

inaltimea radiala a segmentului:

Sa se stabileasca forma n stare libera si marimea fantei astfel incat

prin strangere pe cilindru segmentul sa dezvolte o repartitie de presiune

determinata Sa se stabileasca cele doua dimensiuni de baza ale segmentului, t si

b

Sa se verifice ca tensiunile care apar in segment la deschiderea lui

pentru montaj sa nu depaseasca limita admisibila

Sa verifice fanta la cald pentru a preveni unirea capetelor in timpul

functionarii

t

D

t

Dt

S

Epe

3

0

)1(3

425.0

23

1)

30

1......

20

1(

D

t

23

Dt

em

a

pK

Dt

815.05.0

pentru segmentii de etansare:

b = 3 mm

pentru segmentii de ungere:

b = 5 mm

Calculul tensiunilor in segment la montaj

110,735

unde:

m - coeficient care depinde de metoda de montare pe piston

m = 2 pt montaj cu ajutorul clestelui

Calculul tensiunii maxime in segment

385,801

Verificarea segmentului in canal

primul segment de compresie

0,15 mm

0,5 mm

al 2-lea segment de compresie

0,1 mm

0,5 mm

segmentul de ungere

0,5 mm

0,9 mm

Jocul la capetele segmentului

0,01068 mm

unde:

coeficientul de dilatare al segmentului

Verificarea segmentului la dilatare se rezuma la determinarea rostului la montaj

3 in vederea evitarii pericolului unui impact al capetelor cu dilatarea, sau a unui

rost prea mare care ar periclita etansarea

1 = (0,110,20) =

2 = (0,30,7) =

1 = (0,0090,15)=

2 = (0,30,7) =

1 = (0,030,8) =

2 = (0,51,5) =

3

1

1

121

'2

0

max

t

D

t

s

E

m

2max

)1()3(

2

t

Dt

S

EK m

)('33 ccss ttD

s = 12 10-6

1/K

coeficientul de dilatare al cilindrului

c = 12 10-6

1/K

s = c = 12 10-6

1/K

incalzirea segmentului

ts = (ts -tc) = (150..200) K

ts = 150 K

incalzirea cilindrului

tc = (tc -t0) = (80..150) K

ts = 100 K

primul segment de compresie

0,348 mm

al 2-lea segment de compresie

0,261 mm

segmentul de ungere

0,1305 mm

Jocul la capetele segmentului in stare calda

0,174 mm

3 = 0,003D =

3 = (0,0010,002) D =

'3 = (0,00150,0030) D =

3 = 0,004D =

PROIECTAREA BOLTULUI

Se alege ca solutie constructiva bolt fix in biela si liber in piston

Boltul este confectionat din otel aliat 41MoCrNi13

Calculul boltului

Dimensionarea

Diametrul exterior d e [mm]

de= (0,240,28)D =0,26D = 23,06 mm

Diametrul interior d i [mm]

di = (0,650,75)de= 0,68de = 15 mm

Lungimea bolului l [mm]

l = (0,880,93)D = 0,88D = 77 mm

Lungimea de contact cu piciorul bielei l b [mm]

lb = (0,260,30)D = 0,28D = 24 mm

Verificarea la uzura

Schema de calcul este aratata n fig:

Proiectarea boltului trebuie s satisfaca cerintele privind obtinerea unei mase cat mai

reduse si o rigiditate suficienta pentru functionarea mecanismului motor.

Dimensiunile boltului se adopta din date statistice si se efectueaza calcule de verificare a

rezistentei la uzura, a solicitarilor mecanice si a deformatiilor precum si precizarea prin

calcul a jocurilor de montaj

Rezistenta la uzura poate fi apreciata dupa marimea valorilor presiunilor specifice n

piciorul bielei (p b ) i n umerii pistonului (p p ).

Schema de calcul a boltului

Conventional se considera c forta care solicita boltul este:

41514,1 N

mp= 0,85 kg

mb= 0,72 kg

m1b= 0,2338 kg

m2b= 0,6163 kg

mcb= 0,3 kg

R= 0,034 m

= 282,74 rad/sec

=1/3.6= 0,278

44466,197 N

-2952,077 N

Presiunea n locasurile din piston

37 Mpa < Ppa =15.35Mpa

lp = 25 mm

Presiunea n piciorul bielei

79,17 Mpa

Verificarea la ncovoiere

772,2339498 < i = 500 N/mm2

unde:

0,67

Tensiunea maxima determinata de momentul incovoietor la mijlocul boltului

Tensiunea minima determinata de momentul incovoietor la mijlocul boltului

14

2

maxmaxrmp

DFFF pg

2

jg p

max

2

max4

gg pD

F

ld

Fp

p

p2

ld

Fp

b

b

42 12,1

45,0

e

bi

d

j)llF

d

d

e

i

)1(2 RmF pjp

386,72355 N

Pgmin = 65053,7 N/m2

0,065054 N/mm2

F jpmin = 9336,4532 N

F min = 9723,1767 N

180,8677924 N/mm2

Efortul unitar mediu (m ) i amplitudinea eforturilor unitare ( a ) se determin cu

476,5509 N/mm2

295,6831 N/mm5

rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de incovoiere

-1 = 340380 N/mm2 pentru otel aliat

-1 = 360 N/mm2

rezistenta la oboseala pentru ciclul pulsator de incovoiere

540 N/mm2

coeficientul tensiunilor

0,333333

coeficientul efectiv de concentrare la solicitri variabile: k

k = 1

factorul dimensional: = 0,8...0,9

= 0,85

coeficientul de calitate al suprafeei

bol cementat cu suprafaa lustruit: = 1,52,5

= 2

Pentru parametrii care intra n relatiile de calcul ale coeficientului de siguranta se pot

folosi urmatoarele valori:

min

2

min4

gg pD

F

42min 12,1

45,0

e

bi

d

j)llF

2

iminimaxm

2

iminimaxa

1-6,14,10

0

02 1-

1,081791

Verificarea la forfecare

Tensiunea unitara la forfecare se determina cu relatia

176,1676 N/mm2

a = 180 N/mm2

Calculul la ovalizare

399,8321414 N/mm2

1 = 17

246,9551462 N/mm2

2 = 10,5

164,6367641 N/mm2

3 = 7

282,2344528 N/mm2

Pentru boltul fix n biela, ciclul este asimetric, iar coeficientul de siguranta se calculeaza

cu ecuatia:

Valoarea admisibil a coeficientului de siguran la ncovoiere pentru bolul fix n piciorul

bielei este cuprins ntre 24

Verificarea la forfecare se realizeaza in sectiunile dintre partile frontale ale bosajelor si

piciorul bielei.

Valoarea admisibila a efortului unitar este de (150220)N/mm2 pentru otel aliat

Valorile eforturilor unitare de ovalizare in sectiunile caracteristice se obtin din conditiile

= 00 i = 90

0

30

e

edl

F)(

mak

1c2

41

185,0

d

F2e

2

10

e

idl

F)(

290

e

idl

F)(

490

e

edl

F)(

1 = 12

repartitia sarcinii

Deformatia maxima de ovalizare

0,033129692 mm

unde: E = 210000

K= 1,1

' = (0,00050,002)deb = 0,04611 mm

Calculul jocului la montaj

Jocul de montaj dintre bolt si locasul sau din piston

-0,005053

unde: coeficientul de dilatare al materialului boltului

ol = 12 10-6

1/K

coeficientul de dilatare al materialului pistonului

al = 21 10-6

1/K

tb temperatura boltului, K

tb = 423 K

tp temperatura pistonului, K

tp = 473 K

t0 tempratura mediului ambiant, K

t0 = 293 K

Valorile marimilor: K, 1,

2, 3, 4,

Se recomanda ca deformatia de ovalizare sa fie mai mica decat jocul radial la cald

K

El

F

1

109,0

3

max

0

00

1 tt

ttttd

pAl

pAlb0le

Deoarece tp > tb i AL >ol este posibil apariia de jocuri negative

In cazul in care boltul este fix n piciorul bielei functionarea la pornire este posibila numai

dac boltul se monteaza cu joc in locasurile din piston, joc care in timpul functionarii se

poate mari.

Calculul bielei

Calculul piciorului bielei

Dimensiunile piciorului bielei

Se alege ca solutie constructiva bolt fix in biela si liber in piston.

Diametrul exterior al piciorului bielei de,

34,1214 mm

se adopta : de = 34 mm

Diametrul interior al piciorului bielei di,

27 mm

Grosimea radiala a piciorului bielei hp,

Biela este elementul component al mecanismului motor, care transmite, prin intermediul

boltului, forta de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit. Ea este compusa din trei

parti: piciorul bielei, corpul bielei si capul bielei.

Datorita actiunii fortei de presiune a gazelor, biela este supusa la comprimare si flambaj.

La comprimare pot aparea deformatii remanente, care scurteaza biela. Flambajul corpului

bielei determina o perturbare a paralelismului axelor alezajelor bielei si o intensificare a

uzurii lagarelor.

Conditiile de solicitare la care este supusa biela in functionarea motorului impun gasirea

acelor solutii constructive ale bielei care sa asigure o rezistenta si o rigiditate maxima in

conditiile unei mase cat mai mici.

La proiectarea piciorului bielei trebuie sa se tina seama de dimensiunile boltului si de tipul

imbinarii piston-bolt-biela.

de = (1,251,65) d =

di = d + 2 hb =

3,6888 mm

se adopta : hp = 3,7 mm

Grosimea radiala a bucsei hb,

1,959675 mm

se adopta : hb = 2 mm

Lungimea de contact a boltului cu piciorul bielei a,

a = 24 mm

Solicitarea de intindere

2952,08 N

unde:

mp - masa pistonului

mp = 0,85 kg

r - raza arborelui cotit

r = 0,034 m

- viteza unghiulara a arborelui cotit

= 282,74 rad/sec

= 0,2777778

Schema de calcul a piciorului bielei la intindere

Tensiunile unitare produse de forta de intindere se determina in urmatoarele ipoteze:

hp = (0,160,20) d =

hb = (0,0800,085) d =

Forta de intindere are valoarea maxima cand forta datorata presiunii gazelor este minima,

deci cand pistonul se afla la PMS la inceputul cursei de admisie. In aceste conditii forta

de intindere se determina cu urmatoarea relatie:

piciorul bielei reprezinta o grind curba incastrata in zona de racordare a piciorului cu

corpul bielei

12rmFF pj p

forta de intindere este distribuita uniform pe jumatatea superioara a piciorului

9161,79 Nmm

997,531 N

unde:

Mo - momentul incovoietor in sectiunea B-B determinat de forta de intindere

-1304,5 Nmm

No - forta normala n sectiunea B-B determinata de forta de intindere

1683,23 N

i se introduce n radiani

130o

2,268928 rad

rm - raza medie

15,264 mm

0,7214485

unde: Ab - aria seciunii bucsei Ap=2*hb*a

Ab = 97,44 mm2

Ap- aria seciunii piciorului Ab=2*hp*a

Ap = 180,264 mm2

EBZ- modulul de elasticitate al materialului bucsei sau boltului presat

EBZ = 1,5 105 N/mm

2

EOL- modul de elasticitate al materialului bielei

EOL = 2,1 105 N/mm

2

In cazul in care unghiul de incastrare i >90o, momentul incovoietor si forta normala in

sectiunea de incastrare au urmatoarele expresii:

se adopta i =

i =

In sectiunea de incastrare momentul incovoietor si forta normala solicita atat piciorul

bielei cat si bucsa sau boltul presat, in aceste conditii se utilizeaza un coeficient de

proportionalitate care are expresia:

mm rFrNMM cossin5,0cos100

FNN cossin5,0cos0

0297,000033,00 m rFM

FN 0008,0572,00

4

ie

m

ddr

E

E

A

AK

a

BZ

p

b1

1

-172,01 N/mm2

160,941 N/mm2

Solicitarea de compresiune

Schema de calcul a piciorului bielei la compresiune

41514,1 N

Forta de compresiune este distribuita sinusoidal pe jumatatea inferioara a piciorului.

-2058,9 Nmm

Tensiunile n sectiunea de incastrare A-A pentru fibra interioara (i ), respectiv exterioar

(e) produse de forta de intindere se calculeaza cu relatiile:

Forta de compresiune are valoarea maxima cand presiunea din cilindru are valoarea

maxima

Calculul tensiunilor produse in piciorul bielei de solicitarea de compresiune se efectueaza

n urmatoarele ipoteze:

Piciorul bielei se considera o grinda curba incastrata in zona de racordare cu corpul

bielei

Momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare A-A, determinate de

forta de compresiune pot fi calculate cu relatiile:

p

pmp

pm

ha

Nkhrh

hrM

i

1

2

62

p

pmp

pm

ha

Nkhrh

hrM

e

1

2

62

14

22

max

rmpD

F pgc

cc

c

mccmc rFrNMM

cos

1sin

2

sincos100

cc

c

ccc FNN

cos

1sin

2

sincos0

172,295 N

unde: c se msoar n radiani

c = 110o

c = 1,91986 rad

Mo' - momentul incovoietor in sectiunea B - B

0,25 N/mm2

Mo' = 0,6799463 N/mm2

No' - forta normala in sectiunea B - B

0,9

No' = 37,362708 N

pentru fibra interioara

41,828 N/mm2

pentru fibra exterioara

-32,994 N/mm2

Solicitarea datorata presarii bucsei

strangerea de montaj

0,007 mm

Dilatarea termica a bucsei se determina cu urmatoarea relatie

0,02164 mm

unde: di- diametrul interior al piciorului bielei

coeficientul de dilatare al bucsei

Mo' / Fc rm 103 =

No' / Fc 103 =

Valorile tensiunilor in sectiunea de incastrare determinate de forta de compresiune se

calculeaza cu urmatoarele expresii:

In timpul functionarii motorului la strangerea de montaj (m) se adauga o solicitare

suplimentara de compresiune (t ) datorata dilatarii bucsei de bronz.

se adopta m =

cc

c

ccc FNN

cos

1sin

2

sincos0

p

c

pmp

pm

ccha

Nkhrh

hrM

i

1

2

62

p

c

pmp

pm

ccha

Nkhrh

hrM

e

1

2

62

mOLBZit ttd

BZ = 18 10-6

1/K

coeficientul de dilatare al materialului bielei

OL = 10 10-6

1/K

temperatura piciorului bielei t = 373423 K

t = 373 K

temperatura mediului ambiant tm = 273 K

tm = 273 K

Presiunea datorata strangerii poate fi obtinut cu expresia:

21,0425 N/mm2

unde: -coeficientul lui Poisson

= 0,3

Valorile tensiunilor produse de presiunea pf sunt:

in fibra interioara

93,691191 N/mm2

in fibra exterioara

72,648734 N/mm2

Valorile maxime i minime ale tensiunilor ciclului sunt:

233,58973 N/mm2

105,64299 N/mm2

Amplitudinea a i tensiunea medie m a ciclului:

Coeficientul de siguranta al piciorului bielei se calculeaza in ipoteza unei solicitari de

oboseala dup un ciclu simetric de intindere - compresiune, pentru fibra exterioara n

sectiunea de incastrare

BZ

22i

22i

OL

2i

2e

2i

2e

i

tm

f

E

dd

dd

E

dd

dd

d

p

dd

ddp

2i

2e

2i

2e

fi

22

22

ie

i

fed-d

dp

e emax

ce emin

63,973367 N/mm2

169,61636 N/mm2

In aceste conditii expresia coeficientului de siguranta poate fi scrisa sub forma urmatoare:

2,82377

unde: rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de intindere - compresiune

360 N/mm2

coeficient de concentrare k

k = 1

factorul dimensional

0,85

coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului

0,16

coeficientul de calitate al suprafetei

0,75

Valorile coeficientului de siguranta calculate trebuie sa fie cuprinse n intervalul 25

Deformaia produs piciorului bielei sub aciunea forei de inerie se determin cu relaia

0,00576 mm

unde: I - momentul de inerie al suprafeei seciunii piciorului bielei

27,7907 mm3

Calculul corpului bielei

Dimensiunile corpului bielei :

-1t= 340400 =

= (0,80,9) =

= 0,120,20 =

= 0,700,80 =

Dimensiunile caracteristice mai raspandite pentru profilul n dublu T al corpului bielei sunt

determinate pe baza prelucrarilor statistice ale constructiilor existente.

2

minmax a

2

minmax m

mak

1- tC

IE

rF

OL

cmjp

p 6

23

10

908

12

2

phaI

Hp = (0,0481,0) de = 0,7de

Hp = 24 mm

Hc = (1,101,35) Hp = 1,20 Hp

Hc = 29 mm

hi = 0,666 Hp

hi = 16 mm

H =l(de+dm)2

H = 112,37 mm

B = 0,75 Hp

B = 18 mm

a = 0,167 Hp

a = 4 mm

l - lungimea bilelei

150 mm

l1 - lungimea incastarta a bielei l1=

108 mm

Corpul bielei se calculeaza la oboseala fiind supus la:

intindere de forta de inertie maxima a maselor aflate n miscare de translatie

la compresiune de rezultanta dintre forta maxima a gazelor si forta de inertie

3764,0718 N

Tensiunile la intindere sunt:

18,3708 N/mm2

unde: A - aria sectiunii de calcul a corpului bielei

204,89381 mm2

Corpul bielei este supus la compresiune de catre forta determinata cu relatia:

40702,1 N

Tensiunea de compresiune este data de relatia:

198,65 N/mm2

Tensiunile de flambaj sunt:

in planul de oscilatie:

Dimensiunile corpului bielei

se adopta l =

se adopta l1 =

Calculul se realizeaza in sectiunea minima atunci forta care solicita corpul bielei la

intindere este:

1)( 21 rmmF bp

A

F

hahHBA )(

14

2

1

2

maxrmmp

DF pbgc

A

F cc

cx

c

x

e

f FI

lCF

I

l

E

22

20

)22

(dmdl

l

222,488 N/mm2

unde: e - limita de elasticitate

Ix - moment de inertie in planul de oscilatie

l - lungimea barei cu capete articulate

C = 0,0003

in planul de incastrare

222,48783 N/mm2

unde: e - limita de elasticitate

Iy - moment de inertie in planul de incastrare

l1 - lungimea barei cu capete incastrate

in planul de oscilatie:

421,138 N/mm2

in planul de incastrare

421,138 N/mm2

unde:

1,12

1,87938

unde: max tensiunea maxima:

Insumarea tensiunilor de compresiune si de flambaj poate fi realizata dupa urmatoarele

relatii:

Corpul bielei este supus la solicitari variabile, de intindere si compresiune dupa un ciclu

simetric. Coeficientul de sigurant se determina cu relatia:

cx

c

x

e

f FI

lCF

I

l

E

22

20

00050,000015,02

E

C e

cy

e

f FI

l

Et

2

1

2

I

AlC

A

F

x

cfct 00

2

1

I

AlC

A

F

y

cfct

2

11

15,110,111

2

1

2

I

AlC

I

AlC

yx

mak

1tC

max = to = 421,138 N/mm2

min tensiunea minima:

min = c = 198,65 N/mm2

a amplitudinea ciclului

111,244 N/mm2

m tensiunea medie

309,894 N/mm2

Calculul capului bielei

Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile fusului maneton

2948,66 N

Calculul tensiunilor se realizeaz admind urmtoarele ipoteze

Capul bielei este o bara curba continua

Sectiunea cea mai solicitata este sectiunea de incastrare A-A

Tensiunea n fibra interioara n sectiunea de calcul este data de relatia:

120N/mm^2

unde: I cp - momentul de inertie ale capacului

I cp =

Capul bielei se racordeaza cu raze mari la corpul bielei ceea ce face neinsemnata

solicitarea de compresiune a acestuia

Solicitarea de intindere se transmite numai capacului si este determinata de forta de

inertie a pieselor aflate in miscare de translatie i de forta centrifuga a masei bielei care

efectueaza miscarea de rotatie mai putin masa capacului bielei.

Capacul bilei are sectiunea constanta cu un diametru mediu egal cu distanta dintre

axele suruburilor

Fora de ntindere este distribuit pe jumtatea inferioar a capacului dup o lege

sinusoidal

Cuzinetul se deformeaz impreuna cu capacul si preia o parte din tensiuni proportionala

cu momentul de inertie al sectiunii transversale

2

minmax a

2

minmax m

cbbbp mmmmrF 212 1

AAW

I

I

d

cuzcp

cp

cp

cuz

c

4,0

1

023,0

I cuz - momentul de inertie ale cuzinetului

I cuz =

A cp - aria sectiunii capacului

A cp =

Acuz - aria sectiunii cuzinetului

A cuz =

W cp =

a - Rezistenta admisibil este de 100150 N/mm2

Calculul suruburilor de biela

spre capul bielei

superioara a capului bielei

solutia adoptata pentru capul bielei

marcile 40C 10, 41 MoC 11

Suruburile de biela se executa de regula din aceleasi materiale ca si biela

Forta de inertie care solicita un surub

1474,33 N

1474,33 N

unde : z - numarul de suruburi de pe o biela

z = 2

Forta de strangere initiala a surubului

3685,8305 N

In timpul functionarii, asupra surubului de biela actioneaz forta:

3980,6969 N

unde :

= 0,2

W cp - modulul de rezistenta la incovoiere al sectiunii

capacului

Pentru prinderea capacului se utilizeaza doua sau patru suruburi, din partea capacului

Utilizarea unor suruburi fara piulite face posibila micsorarea dimensiunilor capului de

biela. In cazul adoptarii acestei, solutii pentru surub, se fileteaza gaura din partea

Capul si corpul suruburilor de biela pot avea diverse forme constructive in functie de

Materialele care raspund cerintelor impuse bielei sunt: otelurile de imbunatatire cu

continut mediu de carbon (0,35...0,45%) marcile OLC 45 X, OLC 50 si otelurile aliate

Suruburile de biela sunt solicitate de forta de strangere initiala Fsp si de forta de inertie a

maselor in miscare de translatie si a maselor in miscare de rotatie care se afla deasupra

planului de separare dintre corp i capac.

- este constanta care tine seama de elasticitatea

sistemului = 0,150,25

z

FF 1

11

5.232 sp FFF

1sps

FFF

Schema de calcul a capului bielei

Diametrul fundului filetului

7,1783476 mm

unde: cc - coeficient de siguranta, cc= 1,253,00

cc = 2,5

c1 = 1,3

c2 = 1,2

c - limita de curgere a materialului surubului

c = 1000 N/mm2

Diametrul partii nefiletate

7,7579883 mm

Verificarea la oboseal

Tensiunile maxime

98,360394 N/mm2

84,21142 N/mm2

Tensiunile minime

c2 - factor care tine seama de curgerea materialului n

zona filetata

Tinand seama de fortele care solicita suruburile de biela, acestea se dimensioneaz

tinand seama de solicitarea la intindere si se verific la oboseala

c1 - factor care tine seama de solicitarile suplimentare de

torsiune care apar la strangerea piuliei

F

c

ccd

c

s

2

1

cs

4

c

scs

F4cd

A

F =

s

smax

A

F =

s

s max

A

F =

s

sp min

91,074439 N/mm2

77,973537 N/mm2

unde: As - aria sectiunii surubului in partea filetata

40,4705 mm2

As' - aria sectiunii surubului in partea nefiletata

47,2703 mm2

3,6429776 N/mm2

94,717416 N/mm2

Coeficientul de siguranta:

3,00837

unde: -1= 300700 N/mm2

-1= 400 N/mm2

k= 3,04,5 pentru oel carbon

k = 3,5

= 0,81,0

= 0,9

= 1,01,5

= 1,2

= 0,2

Valorile coeficientului de siguranta calculat trebuie s se incadreze in intervalul 2,5...4,0

A

F =

s

sp min

A

F =

s

sp

min

d

=A ss4

2

d

=A ss4

2''

2

minmax = a

2

minmax = m

mak

1C

Calculul arborelui cotit

Arborele cotit

In procesul de lucru arborele cotit preia solicitarile variabile datorate fortei de presiune a

gazelor si fortei de inertie a maselor in miscare de translatie si de rotatie, solicitari care

au un caracter de soc.

Aceste forte provoaca aparitia unor tensiuni importante de intindere, comprimare,

incovoiere si torsiune. In afara de acestea, in arborele cotit apar tensiuni suplimentare

cauzate de oscilatiile de torsiune si de incovoiere.

La proiectarea arborelui cotit se vor alege solutii care sa asigure o rigiditat maxima.

Pentru atingerea acestui deziderat la cele mai multe constructii fusurile paliere se

amplaseaza dupa fiecare cot, diametrele acestora se maresc, iar lungimile acestora se

micsoreaza, de asemenea aceste masuri fac posibila marirea dimensiunilor bratelor.

Pentru a satisface cerintele impuse arborilor cotiti, rezistenta la oboseala, rigiditate, o

calitate superioara a suprafetelor fusurilor, acestia se executa din fonta sau otel

Avand in vedere conditiile de functionare, prin calcul, arborele cotit se verifica la

presiune specifica si incalzire, la oboseala si la vibrati de torsiune

Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptandu-se prin

prelucrarea statistica a dimensiunilor arborilor cotiti existenti

Concomitent cu dimensionarea arborelui cotit se adopta si configuratia contragreutatilor.

(masa si pozitia centrului de greutate se determina la calculul dinamic al motorului).

Dimensiunile relative ale elemetelor arborelui cotit:

lungimea cotului l = (0.90...1.20)D

l = 104 mm

Diametrul fusului palier dp = (0,600,80) D

dp = 63 mm

lungimea fusului palier lp

paliere intermediare : lpi = (0,3 0,5) dp

lpi = 25 mm

paliere externe sau medii lpe = (0,50,7) dp

lpe = 38 mm

Diametrul fusului maneton dm = (0,550,70) D

dm = 52 mm

Lungimea fusului maneton: lm = (0,450,6) dm

lm = 32 mm

diametrul interior dmi = (0,60,80) dm

dmi = 42 mm

Grosimea bratului: h = (0,150,36) dm

h = 19 mm

Latimea bratului b = (1,171,90) dm

b = 78 mm

Raza de racordare: (0,060,1) dm

R rac = 4 mm

Verificarea fusurilor la presiune si incalzire

23,5291 MPa

18,4587 MPa

unde: R mmax - fotra maxima care incarca fusul maneton

R mmax = 39750 N

R pmax - fotra maxima care incarca fusul palier

R pmax = 28971 N

ppmax.a = 7.15 Mpa = 15MPa

ppmax = 14,62

ppmed = 5,49

Calculul fusului palier

Momentele maxime si minime incarca fusul palier:

Mpmin = -379000 Nmm

Mpmax = 372000 Nmm

Eforturile unitare :

-15,707 MPa

15,4166 MPa

24129,9 mm3

Aplitudinea tensiunilor si valoarea tensiunii medii se calculeaza cu relatiile:

15,5616 N/mm^2

Schema fortelor care actioneaza asupra unui cot al arborelui cotit

Fusul palier este solicitat la torsiune si incovoiere dupa un ciclu asimetric. Deoarece

lungimea fusurilor este redusa, momentele incovoietoare au valori mici si n aceste

conditii se renunt la verificarea la incovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioara

a arborelui cotit sunt solicitate la momente de rasucire mai mici decat acelea care

actioneaza in fusurile dinspre partea posterioara a arborelui si mai ales n fusul final,

deoarece in aceasta se insumeaza momentele medii produse de fiecare cilindru.

Calculul trebuie dezvoltat pentru fiecare fus n parte, ceea ce implica insumarea

momentelor de torsiune tinandu-se cont de ordinea de aprindere.

W

M

p

p

p

p

min

min

W

M

p

p

p

p

max

max

3

32dpW p

2

minmax

pp

pm

2

minmax

pp

p a

-0,145 N/mm^2

Coeficientul de siguranta se calculeaza cu relatia

10,6976

unde: -1 = 320 N/mm2

= 1,3

2,5

0,09

Calculul fusului maneton

Schema de calcul a reactiunilor n reazeme

Verificarea la torsiune

Valorile calculate pentru coeficientul de siguranta trebuie sa fie superioare valorilor de

34 pentru MAS

Fusul maneton este solicitat la incovoiere si torsiune. Calculul se efectueaza pentru un

cot care se sprijina pe doua reazeme si este incarcat cu forte concentrate. Deoarece

sectiunea momentelor maxime ale acestor solicitari nu coincide in timp, coeficientul de

siguranta se determina separat pentru incovoiere si torsiune si apoi coeficientul global

de siguranta.

Reactiunile in reazeme se determina din conditiile de echilibru ale fortelor si

momentelor. Este convenabil ca fortele ce actioneaza asupra fusului sa se descompuna

dupa doua directii: una in planul cotului, cealalta tangentiala la fusul maneton

pp

k

p

ma

C1

2

minmax

pp

pm

k

0

012

Momentele maxime si minime ce incarca fusul maneton

MTmax = 1339000 Nmm

MTmin = -916000 Nmm

Eforturile unitare

266,359 N/mm^2

-182,21 N/mm^2

5027,06 mm3

unde : - coeficientul de corectie functie de excentricitatea relativa a gaurii

0,19157

= 0,9

Aplitudinea tensiunilor si valoarea tensiunii medii se calculeaza cu relatiile:

224,286 N/mm^2

42,0723 N/mm^2

Coeficientul de siguranta pentru solicitarea de torsiune este dat de ecuatia:

0,63513

Coeficientul de corectie pentru calculul

modulului de rezistenta polar al fusului

maneton cu orificiu excentric

W

M

p

T

m

max

max

W

M

p

T

m

min

min

m

mi

mpd

dd

16W

m13

mim dd

2

2

minmax

mm

m a

2

minmax

mm

m m

mak

C 1

unde: k = 1,9

= 0,75

= 0,09

= 1,3

-1= 280 N/mm2

Verificarea la incovoiere

Fortele radiale:

Z = 28524 N

Z1 = 47295 N

Z2 = -6399 N

56689,2 N

Fortele tangentiale

T1 = 8380 N

T2 = 7568 N

6415,48 N

Schema pentru determinarea

momentului n planul orificiului de

)5.0(])([ 211 ZZl

bZZZA

m

x

m

yl

bTTTA )( 121

Fortele axiale

1956,98 N

815,407 N

Momentele de incovoiere

26 mm

2959177 Nmm

365279 Nmm

2981636 Nmm

Momentul de incovoiere in acest plan:

= 45o

2350745 Nmm

Eforturile unitare

55,5505 MPa

43,7965 MPa

-53674 mm3

Calculul bratului arborelui cotit

Cand fusul maneton este prevazut cu un orificiu de ungere, solicitarea maxima se obtine

in planul axului orificiului provocand o conentrare maxima a tensiunilor

m

yl

bTTTA )( 121

2rmF bbr

2rmF cbcb

22

hlma

xx AlM 5.0

)5.0()(5.0 alFcgFbrAylM y

22

max yxi MMM

sincos xyu MMM

W

M

m

i maxmax

W

M

m

u min

])(1[12

4

3

m

mim

md

ddW

In planul cotului ia nastere o solicitare compusa de incovoiere.

Tensiunea totala are expresia:

Bzmax = 47295 N

Bzmin = -16462 N

294,64 MPa

-102,56 MPa

96,0423 MPa

198,598 MPa

Coeficientul de siguran pentru solicitarea de ncovoiere

0,50535

0,97866

1

0,15

2,5

Bratul arborelui cotit este solicitat la sarcini variabile de intindere, compresiune,

incovoiere si torsiune. Coeficientii de siguranta pentru aceste solicitari se determina in

mijlocul laturii mari a sectiunii tangente fusului palier unde apar cele mai mari eforturi

unitare.

In calculele de proiectare la determinarea coeficientului de siguranta se au in

vedere urmatoarele valori:

hbhb

aBZ

162max max

hbhb

aBZ

162min min

2

minmax m

2

minmax a

mak

C 1

15.1...1

2.0...1.0

k

1

500 MPa

Bratul arborelui cotit este supus si la solicitarea de torsiune:

Tmax = 11918 N

Tmin = -8374 N

18,3743 MPa

-12,91 Mpa

unde: k = 0,3

2,73194 MPa

15,6424 MPa

Coeficientul de siguranta la solicitarea de torsiune:

8,87257

unde:

1

0,1

2

280 MPa

Coeficientul de siguran global

0,97276

1

2

max

max

5,0

hbk

Ta

2

minmin

5,0

hbk

Ta

2

minmax m

2

minmax a

mak

C 1

15.1...1

k

1

22

CC

CCC br

Mecanismul de distributie 87

Sistemul de distributie trebuie:

sa asigure un grad de umplere v si de evacuare ev ridicat;

sa asigure o distributie uniforma a fluidului proaspat in cilindri

organele de actionare a supapelor: arborele de distributie, tachetul.

Supapele

Elementele dimensionale ale supapei:

Unghiul = 45o

dc -diametrul canalului de admisie sau evacuare n poarta supapei

36 mm

35 mm

di - diametrul canalului

31 mm

30 mm

b - latimea suprafetei de etansare

Mecanismul de distributie este un subsistem al motorului cu ardere interna care asigura

realizarea schimbului de gaze dintre cilindrul motor si mediul exterior, respectiv umplerea

cilindrului cu incarcatura proaspata si evacuarea produselor de ardere. Aceasta functie este

realizata prin deschiderea si inchiderea periodica a orificiilor de admisie si evacuare.

sa asigure o functionare silentioasa la schimbul de gaze (sa reduca zgomotul

produs la curgerea gazelor si de piesele mecanismului in miscare prin reglajul

jocurilor functionale)

sa fie simplu in fabricatie si intretinere, ieftin si sa asiigure o fiabilitate inalta in

functionare

Partile componente ale mecanismului de distributie se pot organiza in doua grupe:

grupa supapei: alcatuita din supapa, ghidul supapei scaunul supapei arcurile si

piesele de fixare;

Sunt supuse unor sarcini dinamice si temperaturi

ridicate, aceste conditii necesitand un material

foarte rezistent. Pentru acestea se folosesc oteluri

aliate cu Cr (9%) si Si (3,5%).

Dd ca )50,042,0(

Dd ce )45,040,0(

caia dd 865.0

ceie dd 865.0

2 mm

2 mm

rc - raza de racordare a capului supapei cu tija

7 mm

6 mm

d - diametrul tijei

10 mm

9 mm

l - lungimea tijei

113 mm

109 mm

a - grosimea talerului

4 mm

3 mm

scaunul supapei:

grosime radiala de:

4 mm

3 mm

inaltime de:

7 mm

7 mm

inaltimea de ridicare

9 mm

9 mm

Bucsele de ghidare

Au grosimi de perete intre (2,54,0)mm

se adopta grosimea: 3 mm

Lungimea bucsei intre: (1,752,50)dc

cadb )12,005,0(

cedb )12,005,0(

caca dr )25,016,0(

cece dr )25,016,0(

caa dd )40,0..30,0(

cee dd )40,0..30,0(

caa dl )5,35,2(

cee dl )5,35,2(

caa da )12,008,0(

cee da )12,008,0(

caa da )12,008,0(

cee da )12,008,0(

caa dS )25,018,0(

cee dS )25,018,0(

caas dh )30.0...18.0(max

cees dh )30.0...18.0(max

se adopta : pentru supapa de admisie: 62 mm

pentru supapa de evacuare: 61 mm

Arcurile

Tachetii

Razele de curbura ale suprafetei de lucru:

850 mm

Camele au in acest caz generatoarea inclinata fata de axa arborelui cu unghiul:

10 '

Alegerea fazelor de distributie

= 50 oRAC

= 20 oRAC

= 20 oRAC

= 50 oRAC

Parametri principali ai distributiei

Se fac din sarma de otel pentru arcuri, Arc4, Arc5, de (35)mm diametru si se monteaza

uneori cate doua pentru a reduce inltimea chiulasei.

Realizarea unei bune evacuari a gazelor arse si a unei umpleri cat mai bune a cilindrului cu

gaze proaspete, respectiv obtinerea unei diagrame de pompaj cat mai favorabile, sunt direct

dependente de fazele de distributie.

deschiderea supapei de evacuare trebuie sa se faca cu un avans optim pentru a se

consuma un lucru mecanic minim la evacuarea gazelor arse si a se pierde cat mai putin

lucru mecanic de destindere a gazelor.

inchiderea supapei de evacuare trebuie sa se realizeze cu o intarziere optima pentru a se

fructifica la maxim efectul inertiei coloanei de gaze pana ce acesta este anulat de

depresiunea formata in cilindru

deschiderea supapei de admisie necesita un avans optim la care se asigura trecerea

unei cantitati cat mai mici de gaze arse din cilindru n conducta de admisie, pierderi

gazodinamice cat mai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie si in

final o umplere cat mai completa a cilindrului cu gaze

inchiderea supapei de admisie trebuie realizata cu o astfel de intarziere incat sa se

utilizeze la maxim, in folosul umplerii, efectul inertional al coloanei de gaze proaspete

mmR )1000...700(

)'15...7(

Admisie

Viteza de curgere a gazelor prin canal

86,8817 m/s

unde: ia - numarul de supape de admisie

ia = 1

Wm - viteza medie a pistonului

Wm = 9,863 m/s

Aria sectiunii efective de trecere

674,853 mm2

Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxa

634,695 mm2

92,3788 m/s

Evacuare

Viteza de curgere a gazelor prin canal

91,2801 m/s

unde: ie - numarul de supape de evacuare

ie = 1

Wm - viteza medie a pistonului

Wm = 9,863 m/s

Aria sectiunii efective de trecere

642,334 mm2

aaia

mcaidd

DWW

)(22

2

)(4

22

aiaca ddA

)cossincos( 2maxmaxmax asiaasas hdhA

as

msaA

DWW

max

2

4

eeie

mceidd

DWW

)(22

2

)(4

22

eiece ddA

Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxe

604,112 mm2

97,0555 m/s

9 mm

9 mm

a = 250 oRAC

e = 250 oRAC

a = 125

e = 125

Profilul din arce de cerc

Construirea profilului camei din arce de cerc

r0 - raza cercului de baza al camei

16 mm

Calculul cinematic i dinamic al mecanismului de distribuie

Calculul cinematic al mecanismului de distribuie presupune determinarea profilului camei

folosit pentru comada deschiderii supapelor, trasarea curbelor de variaie a ridicrii, vitezei

i acceleraiei tachetului care vor fi apoi folosite n calculul dinamic i de rezisten al

pieselor ce compun mecanismul de distribuie.

Datele iniiale de proiectare pentru profilarea camei sunt nlimea maxim de deschidere a

supapei h max , n mm, i durata deschiderii supapei , n 0RAC

)cossincos( 2maxmaxmax esieeses hdhA

es

mseA

DWW

max

2

4

aaT hh maxmax

eeT hh maxmax

aTa hr max)0,25,1(0

eTe hr max)0,25,1(0

16 mm

r1 - raza cercului lateral

90 mm

91 mm

r2 - raza cercului mic

5 mm

5 mm

Profilul camei fara soc polinomial

unde:

p = 10

q = 18

r = 26

s = 34

este unghiul curent al camei considerat de la varful acesteia

- unghiul total al profilului camei

= 125 oRAD

C2, Cp, Cq, Cr, Cs, sunt constante ce se determin din condiii

-1,61865

1,29492

Metoda polinomial W. Dulley consider pentru fiecare poriune a camei o variaie a

acceleraiei de tip polinomial avnd termenii polinomului de grade corespunztoare unei

progresii aritmetice

p,q,r,s sunt exponenti succesivi determinati in progresie aritmetica de

ratie p-2;

eTe hr max)0,25,1(0

aTa hr max)1810(1

eTe hr max)1810(1

])2

cos()([2

)2

cos()()(2)()(

1010

010

2

1

2

01

22

0

2

max

maxmax

a

a

aaaTa

aaaaTaaaaaTa

a

rrrhr

rrhrrrrhr

r

])2

cos()([2

)2

cos()()(2)()(

1010

010

2

1

2

01

22

0

2

max

maxmax

e

e

eeeTe

e

eeeTeeeeeTe

e

rrrhr

rrhrrrrhr

r

h h CT i

i

i p q r s

max, , , ,

12

V h i CTk

i

i

i p q r s

max, , , ,

1

2

j h i i CTk

i

i

i p q r s

max ( ), , , ,

2 2

2

1

)2()2()2()2(2

srqp

srqpC

)()()()2(

2

psprpqp

srqC p

-1,0791

0,49805

-0,09521

168,713 g

160,584 g

unde:

m'd = 25 g/cm2

Calculul arcurilor de supapa

1669,13 N

2837,52 N

unde: K - coeficient de rezerva K=1,6..2,0

K = 1,7

AC - aria sectiunii de trecere a canalului in care se monteaza

supapa

Arcul trebuie s menin supapa nchis i s asigure legtura cinematic ntre ea i cam

cnd forele de inerie tind s desprind tachetul sau supapa de cam. Pentru a face fa

acestor cerine trebuie ca fora arcului Fr s fie mai mare dect fora de inerie Fj a

mecanismului dat de acceleraiile negative

Forta minima a arcurilor se determina din conditia nedeschiderii supapei la depresiunea din

cilindru

Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului de distribuie.

La calcule prealabile cand masa elementelor distributiei nu se cunoaste, masa

redusa se alege in raport cu sectiunea de trecere a canalului in care se monteaza

supapa AC.

m'd - masa constructiva redusa a mecanismului de distributie

m'd=(2030)g/cm2, pentru mecanisme cu actionare directa

)()()()2(

2

qsqrpqq

srpCq

)()()()2(

2

rsqrprr

sqpCr

)()()()2(

2

rsqspss

rqpCs

Cdd Amm

Cadda Amm

Cedde Amm

jr FKF

jmF dj

j - acceleratia supapei

j = 9,89328 m/s2

Forta a gazelor care tinde sa deschida supapa de evacuare:

85,6034 N

Forta care tinde s dschida supapa de admisie

119,916 N

Calculul dimensiunilor arcului

Dr - diametrul mediu al arcului

29 mm

Forta Fr solicita spirele la torsiune cu momentul:

40991,7 Nmm

Efortul unitar de torsiune este:

5495,33 N/mm2

unde: - coeficient ce depinde de raportul diametrelor Dr/d

= 1,24

d - diametrul sarmei

3,61159 mm

Diametrul sarmei arcului:

3,61159 mm

4

09.02ceg

dF

ev

4

12.02caga

dF

cacar ddD 85,0)9,08,0(

2

rr

DFM

8

rDd

3

8

d

DF rr

3 max

8

rr DFd

Se adopta : d = 3,7 mm

Sageata la montaj:

fo = 1,4 mm

Sageata maxima:

10 mm

Numarul de spire active:

7,21418 se adopta ir = 6 spire

unde: G -modulul de elasticitate transversal

G =0,83104= 8300 N/mm

2

max =rezistenta admisibila maxima

max = 600 N/mm2

Numarul total de spire:

6 spire

0,5 mm

Pasul spirelor pentru arcul in starea libera

6 mm

Lungimea arcului la deschiderea complet a supapei

25,2 mm

Lungimea arcului la nchiderea supapei

34 mm

Lungimea arcului n stare liber

36 mm

Pasul spirelor se alege astfel ca la deschiderea complet a supapei ntre spirele arcului s

rmn un joc min

max0max sahff

max

max

r

rD

fdGi

)3...2(rii

)9,05,0(min

minmax

ri

fdt

minmin ridil

maxmin0 hll

00maxmin flfll l