Calculul Mecanismului Motor

8/4/2019 Calculul Mecanismului Motor

http://slidepdf.com/reader/full/calculul-mecanismului-motor 1/29

.C.1 CALCULUL MECANISMULUI MOTOR 3.C.1.1.Dimensiunile fundamentale ale motorului:Raportul cursă alezaj =0.9

Capacitatea cilindrică necesară Vs=0.25 lAlezajul D 70.:= mm

Cursa S=63.63 mmCilindreea totală Vt=1 l 3.C.1.2.Distanta dintre axele cilindrilor: LD 1.28D:= 1.28D 90.496=

se adoptă LD 91:= mm 3.C.1.3.Constructia blocului motor

Motorul va fi răcit cu lichid, se alege varianta cu cilindrii demontabili umezi.Blocul cilindrilor si carterul formează un singur corp, confecţionat prin turnare.Materialul blocului motor va fi fontă cenuşie de tipul Fc240.

Blocul motor este constituit dintr-o placă superioară pe care se aşează chiulasa, o placăinferioară a cilindrilor care include si cămaşa de lichid de răcire. Aceste plăci sunt legate între ele prin pereţi transversali interiori si exteriori longitudinali uniţi cu pereţii carterului sicorpul lagărelor paliere ale arborelui cotit. pentru a asigura rigiditatea necesară pereţiiblocului se nervurează atât la interior cât si la exterior, astfel încât aceasta se constituie subforma de corp zăbrelat.

Proiectarea se începe pornind de la sectiunea primului cilindru, având în vedere dateleconstructive obţinute în urma calculului termic si dinamic. Forma carterului se stabileştepornind de la traiectoria descrisă de punctele exterioare ale bielei în mişcarea sa.

Se adoptă 5 mm pentru grosimea pereţilor.

Nervurile prevăzute pentru mărirea rigidităţii vor avea o grosime de 2 mm.Pentru răcirea cilindrilor se prevede o cameră de răcire cu o grosime a stratului de lichidde 6 mm.

Bosajele pentru şuruburile chiulasei si şuruburile capacelor lagărelor paliere vor ficoliniare.

Diametrul şuruburilor pentru chiulasă va fi de 10 mm. Adâncimea de înşurubare este de2*d=20 mm.

Lagărele arborelui cotit vor fi lagăre suspendate. Capacele lagărelor se centrează lateral în bloc, cu o înălţime de centrare de 15 mm. Se adoptă si centrarea cu bucşe prizoniere.

Se adoptă soluţia constructivă cu arborele cu came amplasat în blocul motor. Lagăreleacestuia sunt prevăzute în pereţii transversali ai carterului, vor avea forma unor orificii in

număr de trei.În blocul motor se va afla si canalizaţia instalatiei de ungere. Rampa centrala de ulei

străbate tot blocul motor cu un diametru de 14 mm, din ea pornesc ramnificaţii cătrelagărele paliere, lagărele arborelui cu came si axul culbutorilor cu un diametru de 6 mm. pesuprafeţele laterale se prevăd bosaje pentru asamblarea organelor anexe.

3.C.1.4. Calculul cilindrilor motoruluiSe alege varianta constructivă de cilindru demontabil umed, cu umăr de sprijin la partea

superioară,şi cu 2 inele de cauciuc de etanşare la partea superioară. Trecerea de la umărulde sprijin la partea cilindrică se realizează cu o porţiune conică cu o înclinare de 3 grade peo lungime de 20 mm, cu o rază de racordare de 2 mm.



Lungimea cămăşii se determină ţinând seama de condiţia de montare a pistonului.Pistonul să nu depăşească marginea inferioară cu mai mult de 15 mm Se alege fonta aliatacu crom,având duritatea 70 HB, rezistenta la încovoiere maxima 46 10

5× daN/m2,

Grosimea peretelui se adopta din condiţia de rigiditate:d=0.06D+2 [mm]

0.06 70.7× 2+ 6.242=

Se adoptă d = 5 mmCămaşa umedă se verifică ca tensiunile sumare să nu depăşească valorile admisibile.

Dmed=D+D1/2=70.7 83.2+

276.95=

pg=20261 N

m2

=

0.5Dpg

σl=

0.5 70.7× 20.261×59

12.139=

Tensiunea de întindere în secţiunea transversală:

t=0.25*p g*D med( )

δ=0.25 20.261×

76.95

12.13932.109=

N

mm2

Tensiunea de încovoiere se calculează cu:N=1482 Nh=81 mm

i=

N h+( )

Wunde W= π

32

D1( ) 4D

4−

D1

= π

32

83.24

70.7−

83.25.654 10

4×=

i=

1482 81+

5.654 104

×0.028=

N

mm2

Tensiunea totală se calculează cu:= t+ i

= 32.109 0.028+ 32.137= N

mm2

, cu condiţia ca:

N

mm2

Calculul cămăşii:

2δ D+ 7+ =2 12.139× 70.7+ 7+ 101.978= mmDs=Di+2= 102.48 2+ 104.48= mmDg=Ds+4=104.48 4+ 108.48= mm1=0.03 mm2=0.2 mmDiametrul gulerului de etanşare

Dm=Dg D+

2

=108.48 70.7+

2

89.59= mm

Se adoptă Dm=90 mm Înălţimea gulerului se calculează cu:



Fs=1.3π

Dm( ) 2 Pg

106

4

=1.3π

902 5.262 10

6×

106

4

4.352 104×=

N

Mi=Fs 3

π Dm

= 4.352 104

× 3×

π 90461.762= Nmm

ai=80 MPa

Hg= 6Mi

1.5 σai

= 6461.762

1.5 80×4.805= mm

Se adoptă Hg=5mm Se adoptă lungimea totală a cămăşii Lcămaşa=110 mm

3.C.1.5.Elemente de etanşare a cilindrilor Etanşarea cilindrilor la partea superioară faţă de gazele arse se realizează cu garnitura dechiulasă iar la partea inferioară cu două inele de etanşare din cauciuc.Seva folosi o garnitură metaloplastică, formată dintr-o foaie de4 asbest armată cu o

ţesătură din fire metalice.Protecţia garniturii contra gazelor arse se realizează prin bordurare cu tablă de cupru.

Tabla de bordurare depăşeşte nivelul materialului garniturii cu 0,10 mm.Orificiile garniturii pentru circulaţia uleiului si a lichidului de răcire se execută cu diametre

mai mari cu 2 mm faţă de cele din bloc sau chiulasă. Orificiile pentru şuruburile de chiulasăvor fi cu 1 mm mai mari ca diametrul acestora.

Etanşarea faţă de lichidul de răcire se realizează cu inele de etanşare în formă de O:d=3 mm, cu o toleranţă 0.10 mm, unde d-diametrul ineluluib=4.20 mm cu o tolerantă de 0,10 mm, unde b-lăţimea canalului

t=5,20 mm cu o toleranţă de 0,05 mm.Materialul inelelor va avea o duritate de 55o Sh .

3.C.1.6. Constructia si calculul chiulasei Se adoptă o chiulasă de tip monobloc, cu cameră de ardere de tip pană. Canalele deadmisie si de evacuare vor fi pe aceeaşi parte a chiulasei pentru favorizarea vaporizăriicombustibilului.

Chiulasa va fi confecţionată din aliaj de aluminiu.Peretele de aşezare cu blocul motor va avea o grosime de 0,10*D= 0.10 70.7× 7.07=mm, ceilalţi pereţi vor avea grosimea de 6 mm.

Scaunele de supape vor fi confecţionate din material termorezistent la ambele supape.Lungimea ghidului supapei va fi de sase ori mai mare decât valoarea diametrului tijei

supapei.Volumul camerei de ardere se calculează cu relaţia:

Vc=Vs

ε 1−, unde : - Vs volumul descris de piston

- raportul de comprimare

Vc= π r 2 S

ε 1−= π 35.352 63.63×

8 1−3.569 10

4×= mm3



În timpul funcţionării motorului chiulasa suportă un complex de solicitări variabile în timpdatorită mai multori factori. Se consideră că chiulasa este supusă la un ciclu de solicitare laoboseală, se consideră ca o placă echivalentă circulară încastrată la diametrul mediu destrângere al şuruburilor pe fiecare cilindru.

Grosimea plăcii echivalente se calculează cu relaţia:h= 2 hrea unde hreal=65 mm

h= 2 6 5 9 1.92 4= mm.Pentru calculul tensiunilor din sectiunea de încastrare prima dată se calculează

F=π D1( ) 2

4 pg=

π 83.22

420.261 1.102 10

5×= N

r =3

2

F

π h2

1D

2

2 Dm( ) 2−

=

3

2

1.102 105

×

π 91.9241

70.72

2 902

×

−

395.782= N

mm2

t= 0.5 σr = 0.5 395.782× 197.891= N

mm2

3.C.1.7 Calculul pistonuluiSe adoptă pistonul (Fig.2.C.1) cu capul plat, cu doi segmenti de compresie si un segmentde ungere. Pentru a împiedica orientarea fluxului de căldură, de la capul pistonului până laprimul segment, canalul segmentului de foc se plasează sub nivelul fundului pistonului. Înacelaşi scop, se racordează larg, la interior, regiunea port-segment cu fondul pistonului.Bosajele alezajelor pentru bolţ vor fi executate cu un sprijin masiv.Lungimea mantalei pistonului trebuie să fie suficientă pentru a asigura un bun ghidaj,

presiuni laterale reduse si a limita bascularea.Pistonul se va confecţiona din aliaj de aluminiu pe bază de siliciu. se va utiliza un aliaj

eutectic de tipul ATC Si12CuMgNi. Fig. 3.C.1 Construcţia pistonului.



Dimensiunile principale se adoptă pe baza datelor statistice:Lungimea pistonului H= 0.8D= 0.8 70.7× 56.56=

Se adoptă H=57 mmLungimea mantalei L= 0.5D= 0.5 70.7× 35.35=

Se adoptă L=36 mmÎnălţimea de compresie l1=0.5D=0.5 70.7× 35.35=

Se adoptă l1=36 mmÎnălţimea de protecţie a segmentului de foc h=0.09D= 0.09 70.7× 6.363=

Se adoptă h=6.5 mmGrosimea flancului hc=0.035D= 0.035 70.7× 2.475=

Se adoptă hc=2.5 mm

Grosimea capului = 0.08D= 0.08 70.7× 5.656=Se adoptă =5.7 mm

Distanta dintre bosaje b=0.32D=0.32 70.7× 22.624=

Se adoptă b=22.5 mmDiametrul bosajelor d

b=0.27D=0.27 70.7× 19.089=

Se adoptă db=19 mmCalculul de verificare a capului pistonuluiCapul pistonului se verifică în ipoteza că aceasta este o placă circulară încastrată pe

contur, de grosime constantă, încărcată cu o sarcină uniform distribuită dată de presiuneamaximă a gazelor.

rl=0.1875 pgmax 1−( )d

2( )i

δ2

[ N

m2

] unde:

di -diametrul interior al capului pistonului [m], rl - efortul unitar ( a=200......300*105 [N/m2] )

rl= 0.1875 20261 1−( )0.0467

2

0.00572

2 .5 5 1 05×= [N/m2]

Umărul canalului pentru segment este supus la solicitări de încovoiere si forfecare decătre forţa de presiune a gazelor.

valorile efortului unitar se calculează la :-încovoiere

i=

Mi

Wz= 2.28pgmax

R p r −

hc

2

=2.28 20261×35.30 23.30−

2.5

2

1.064 106

×= [N/m2]

-forfecare f =0.76pg =0.76 20261× 1.54 10

4×= [N/m2]

Efortul unitar echivalent este

ech= σ i( ) 24τ

2+ =

1.064 106

×( )2

4 1.54 104

×( )2

+ 1.064 106

×=[N/m2]

a max=300*105 [N/m2]În regiunea port-segment, sectiunea din dreptul segmentului de ungere este redusă din

cauza orificiilor pentru evacuarea uleiului. Ea se verifică la compresie:



c= pgmaxπ D p( ) 2

4 AA

[N/m2] unde: AA - aria secţiunii reduse [m2]

AA=2π R p lseg=2π 0.0353 0.0025× 5.545 104−

×= [m]

c= 20261π 0.0706

2

4 5 .545× 10 4−×

1 .4 3 1 05×= [N/m2]

a=200*105 [N/m2]Calculul grosimii peretelui pistonului în zona portsegmenţiSe calculează diametrul interior d1, respectiv d2, a peretelui pistonului în zona

portsegmenţi, cu următoarele relaţii:- pentru partea superioară

d1=d

20.02135

D p( ) 2

l pme

2

− unde l - distanta de la fundul pistonului la

generatoarea alezajului boltului [mm] l=21 mmd=54.6 mmpme=7.789 daN/cm2

d1=54.6

20.02135

70.62

217.789

2− 37.726=

mm

Se adoptă d1=36 mm- pentru partea inferioară

d2= d2

0.00513 D p( )2

ll

pme

2

− unde ll -distanţa dintre planul care delimitează zona port-

segment si generatoarea alezajului pentru bolţ [mm]ll=26.5 mm

d2=54.6

20.00513

70.62

5.57.789

2− 40.864= mm

Se adoptă d2= 40 mm

Calculul mantalei pistonuluiPresiunea specifică pe mantaua pistonului psm, pentru a preveni întreruperea peliculei de

ulei, trebuie să se situeze intre valorile 4,0 .........7,0*105 N/m2. Se determină cuurmătoarea relaţie:

psm=Nmax

D p L N Aev−unde Nmax - forţa normală care acţionează intr-un plan

perpendicular pe axa boltuluiLN - lungimea mantalei [m]Aev - aria suprafeţei evazate proiectată pe un plan

normal pe axa boltului [m2]



psm=1482

0.0706 0.036× 0.0003412−6.735 10

5×= N

m2

Diametrul interior al mantalei pistonului se determină cu următoarele relaţii:- în planul axei boltului

d3=d

20.02135

D p( ) 2

l1 pme

2

− =54.6

20.01135

70.62

217.789

2− 50.407=

Se adoptă d3= 50 mm- la partea de jos a mantalei

d4= d2

0.00772D p( ) 2

ll

pme

2

− =54.6

20.00772

70.62

3.77.789

2− 59.837i=

Se adoptă d4=59 mm

Grosimea pereţilor bosajelor pentru bolţ se determină-la interiorul pistonului cu

0.0126*pme*D=0.0126 7.789× 70.6× 6.929= mm, se adoptă 7 mm- la suprafaţa din exterior cu

0.174*pme*D=0.0174 7.789× 70.6× 9.568= mm, se adoptă 9,5 mm 3.C.1.8. Jocurile segmenţilor în canale

Se adoptă grosimea axială a segmenţilor b1= 1.5 mm, b2= 2 mm

bungere= 4 mm

Se adoptă următoarele valori pentru jocurile segmenţilor din canale:- jocul dintre segmentul de foc si umărul canalului ja1=0.05 mmjocul dintre segmentul de compresie si umărul canalului ja2=0.03 mmjocul dintre segmentul de ungere si umărul canalului ja3=0.03 mm

Se adoptă distanta radială jr, dintre segment si peretele canalului:

- segment 1 - jr =0.8 mm- segment 2 - jr =0.8 mm- segment de ungere - jr =1.00 mm

3.C.1.9 Calculul profilului pistonuluiOvalitatea mantalei pistonului este:

x=1

2∆ [mm] unde:

A 1 B log y( ) logty

to

−

−

[mm] unde:

- diferenţa de la diametrul nominal al pistonului, măsurată pe axa alezajului pentru bolţ,

A=0.002Dp

B=0.001Dp y - distanta de la marginea superioară până în planul în care se calculează ovalitatea

[mm]



ty - grosimea peretelui mantalei pentru poziţia y [mm]to - grosimea peretelui la partea superioară a mantalei [mm]

= 0.1412 1 0.0706 log 3.7( ) log5.8

10.3

−

−

0.133= mm

x=1

2

0.133 0.067= mm

Pentru asigurarea funcţionării normale a pistonului, jocul relativ în stare caldă dintre pistonsi cilindru trebuie să fie între următoarele limite: s'=0.002.......0.003 în zona superioară a mantalei l'=0.001........0.002 în zona inferioară a mantalei

Jocul diametral - în zona superioară

's= Φ s( ) '

D p= 0.002 70.6× 0.141= mm

- în zona inferioară' l=Φl

'D p

=0.001 70.6× 0.071= mm

Diametrul pistonului în stare rece se determină la partea superioară şi inferioară cu:

Dps= D p 1 α c tc to−( )+ ∆s( ) '−

1 α p t ps to−( )+ [mm] ,

Dpi=D p 1 α c tc to−( )+ ∆ i( ) '

−

1 α p t pi to−( )+[mm]

unde:- c , p coeficientul de dilatare termică al materialului cămăşii, respectiv a pistonului

- to temperatura la care se face măsurarea pieselor ( to= 288 K)- tc temperatura pereţilor cilindrului în timpul funcţionării motorului [K]- tps, tpi temperatura pistonului în timpul funcţionării, în zona superioară, respectiv

inferioară

Dps=7 0.6 1 2 1.9 5 99 2 88−( )+[ ] 0.141−

1 20.5 622 288−( )+70.228= mm

Dpi=7 0.6 1 21.9 599 288−( )+[ ] 0.071−

1 20.5 621 288−( )+70.439= mm

3.C.1.10 Calcului boltuluiPe baza datelor statistice se adoptă dimensiunile boltului care va fi de tipul flotant:- diametru exterior de= 0.27D= 0.27 70.7× 19.089=

se adoptă de= 19 mmdiametrul interior di=0.65de= 0.65 19× 12.35=

se adoptă di= 12.5 mm

- lungimea boltului l=0.85D=0.85 70.7× 60.095=

se adoptă l= 60 mmlungimea de contact cu piciorul bielei lb=0.29D= 0.29 70.7× 20.503=- se adoptă lb= 20.5 mm

Se confecţionează din otel aliat de cementare,suprafaţa boltului se cementează pe întreaga lungime si pe o adâncime de 0,5...1,5 mm. stratul superficial va avea o duritate de55...65 HCR, iar miezul 35 ..45 HCR.



Rezistenta la uzură se apreciază după mărimea valorilor presiunilor specifice în piciorulbielei pb, si în umerii pistonului pp.

forţa care solicită bolţul este:F= 11808 N

pp=F

2d l p=

11808

2 19× 19×16.355= MPa pp admisibil 35 MPa

pb=F

d l p=

11808

19 19×32.709= MPa pb admisibil 50 MPa

Verificarea la încovoiere se face cu:

i=F l 0.5 l b+ 4j+( )

1.2 de( ) 21 α

4−( )

unde =

di

de

si j=0.75 mm

i=11808 1 0.5 20.5×+ 4 0.75×+( )

1.2 192

× 1 0.65794

−( )477.965= N/mm2

i< ai= 500 N/mm2

Bolţul fiind flotant, solicitarea lui variază după ciclu simetric, coeficientul de siguranţă secalculează cu:

c1=

σ l−

β k

ε γ σa

unde -l= 380 N/mm2

- coeficientul efectiv de concentrare la solicitări variabile k=1- factorul dimensional = 0.9- coeficientul de calitate al suprafeţei boltului călit si lustruit = 2.5

-

a=

σ imax σ imin−

2 =

477.965 338.56−( )−

2 408.262=

c1=380

1

0.9 2.5×408.262

2.094=,

valoarea se încadrează între valorile cuprinse intre 1,0 si 2,2.Verificarea la forfecare se realizează în secţiunile dintre pârtile frontale ale bosajelor si

piciorul bielei. Tensiunea se determină cu relaţia:

=0.85F 1 α+ α

2+( )

de( )2

1 α4

−( )

=0.85 11808× 1 0.657 9+ 0.6579

2+( )

192

1 0 .6 57 94

−( )

71.529= N/mm2

este mai mic ca a=220 N/mm2

Calculul de ovalizare a boltului:Pentru a studia ovalizarea ( Fig. 2.C.2) se consideră bolţul ca o grindă curbă în secţiune

transversală încărcată cu o sarcină distribuită sinusoidal.



Fig.3.C.2 Variaţia tensiunilor de ovalizare a bolţuluiTensiunile unitare de încovoiere într-o secţiune oarecare iau valori atât în fibra exterioară i cât si în fibra interioară e.

f 1=0.5cos φ( ) 0.3185 sin φ( ) φ cos φ( )−( )+ =0.5cos 90( ) 0.3185 sin 90( ) 90 cos 90( )−( )+ 12.905=

f 1=12.905f 2= f 1 0.406− =12.905 0.406− 12.499= f 2=12.499

r= de1 α+

4= 19

1 0.657 9+4

7.875=

r=7.875

h=de1 α−

4

=191 0.6579−

41.625=

h=1.625

K=1.5 15 α 0.4−( ) 3− =1.5 15 0.6579 0.4−( )

3− 1.243=

i=K F r

hl2

6r h−h 2r h−( )

f 2f 1

r +

=

1.24311808 7.875×

1.625 60×2

6 7.8 75× 1.625−1.625 2 7.875× 1.625−( )

12.49912.905

7.875+

6.085 104×=

i=9.653*104

Valorile efortului unitar de ovalizare se obţin în secţiunile caracteristice din condiţiile=o

o si =90o .



=0=

F

ldeη1=

11808

60 19×15 155.368= N/mm2unde 1= 15

i =90=

F

ldeη2=

11808

60 19×9 93.221= N/mm2 unde 2= 9

e =0=

F

lde

η3=11808

60 19×5.4 55.933= N/mm2 unde 3=5.4

e =90=

F

ldeη4=

11808

60 19×11.3 117.044= N/mm2 unde 4=11.3

Valoarea maximă admisibilă pentru tensiunile unitare de încovoiere se încadrează înintervalul 140 ........ 300 N/mm2

Deformaţia maximă de ovalizare se produce într-un plan normal pe axa cilindrilor si secalculează cu

ma x=0.09

F

lE

1 α+

1 α− 3 =0.09 1.243×

11808

60 2.1× 106×

1 0.65 79+1 0.6 579−

3

1.193 103−×=

max= 1.193*10-3 m

Se recomandă ca deformaţia de ovalizare să fie mai mică decât jocul radial la cald: max

< ' /2 , unde '= 0.0005 .......0.001×( )de

'= 0.001 19× 0.019=

∆δmax ∆'

<

Calculul jocului la montajPentru a menţine jocul la cald în limitele recomandate pentru o bună funcţionare secalculează jocul de montaj dintre bolţ si locaşul său din piston cu formula:

=

∆'

de α ol t b to−( ) α Al t p to−( )−+

1 α Al t p to−( )+unde:

ol=12*10-6 - coeficient de dilatare al materialului boltului

Al=( 17 ...25)*10-6 -coeficient de dilatare a materialului pistonuluitb =423 K - temperatura boltuluitp= (423 .....473) -temperatura pistonuluito=293 K temperatura mediului ambiant

=0.019 19 12 10

6−× 423 450−( ) 20 10

6−× 450 293−( )−+

1 20 106−× 450 293−( )+

0.047−=

= -0.047 mm, jocul este negativ. Bolţul este flotant, la rece, ajustajul lui în locaşurile din piston trebuie să fie cu strângere, si pentru a putea face posibilă functionareamotorului la rece, bolţul va fi montat cu joc în piciorul bielei.

Montajul dintre bolţ si piston se va putea realiza prin încălzirea pistonului la 353 ..393 K.Jocul la cald în piciorul bielei nu diferă de jocul de montaj fiind că temperaturile lor sunt

apropiate si sunt confecţionate din acelaşi material. 3.C.1.11 Calculul bielei Condiţiile de solicitare timpul funcţionării motorului, cer ca să i se asigure o rezistentă si o

rigiditate maximă în condiţia unei mase cât mai mici. Se adoptă bielă scurtă, r/l=1/3.5 ,care are o masă redusă si determină diminuarea înălţimii motorului. În cazul soluţieiadoptate, cu bolţ flotant,uleiul pentru ungerea cuplei bolţ -piciorul bielei este colectat din



ceata din carterul motorului prin intermediul unui orificiu. În piciorul bielei se va monta custrângere o bucşă din bronz.3.C.1.11.1.Calculul piciorului bielei

Fig.3.C.3 Piciorul bielei

Dimensiunile piciorului bielei (Fig.2.C.3) se determină pe baza datelor obţinute prin metode

statistice:diametrul exterior al piciorului bielei de=1.6d=1.6 19× 30.4=se adoptă de=30 mm

grosimea radială a piciorului bielei hp= 0.25d= 0.2 1 1 9× 3.99= se adoptă hp=4 mm

grosimea radială a bucşei hb= 0.083d= 0.078 19× 1.482=se adoptă hb= 1.5 mm

În timpul funcţionării motorului piciorul bielei este solicitat atât la întindere cât si lacompresiune, iar la presarea bucşei apare si solicitarea la fretare.

Forţa de întindere are valoarea maximă când pistonul se află la PMS la începutul curseide admisie, se determină cu:

Fi= m p r ω2

1 λ+( ) = 0.35 0.0318× 607.32

× 11

3.5+

5.278 10

3×= N

unde mp - masa pistonului, mp=0.35 kg,r - raza manivelei r= 0.0318 m

- viteza unghiulară a arborelui *n/30 - raportul dintre raza manivelei si lungimea bielei

momentul încovoietor Mo si forţa normală No au următoarele expresii

Mo= Fir m 0.00033φ i 0.0297−( ) = 5.278 103

× 13× 0.00033 120× 0.0297−( ) 679.279= No=Fi 0.572 0.0008φ i−( ) =5.278 10

3× 0.572 0.0008 120×−( ) 2.512 10

3×=



unde r m=2 de 2h p−

4=

2 30× 2 4×−4

13= , raza medie a piciorului bielei

unghiul de încastrare fiind mai mare de 90o, momentul încovoietor şi forţa normală însectiunea de încastrare se determină cu:

Mi=Mo No r m 1 cos φ i( )−( )+ 0.5Fir m sin φ i( ) cos φ i( )−( )− =

629.279 2.512 103

× 1 cos 120( )−( )+ 0.5 5.278× 103

× 13× sin 120( ) cos 120( )−( )− 9.109 103

×=

Mi=9.109*103

No= No cos φ i( ) 0.5Fi sin φ i( ) cos φ i( )−( )+ =

2.512 103

× cos 120( ) 0.5 5 .278× 103

× sin 120( ) cos 120( )−( )+ 1.429 103

×=

Ni=1.429*103

În sectiunea de încastrare momentul încovoietor si forţa normală solicită atât piciorul bieleicât si bucşa, în aceste condiţii se utilizează un coeficient de proporţionalitate care secalculează cu:

K=1

1A b

A p

EBZ

Ea+

unde

Ab - aria secţiunii bucşeiAp - aria secţiunii piciorului

EBZ - modul de elasticitate al mat. bucşei EBZ= 1.15*105

EOL - modul de elasticitate a mat. bielei EOL= 2.1*105

K=

1

1 24.603

398.725

1.15 105×

2.1 105

×

+

0.967=

Fig.3.C.4 Schema de calcul a piciorului bielei la întindere Tensiunile în sectiunea de încastrare pentru fibra interioară, respectiv exterioară, produsede forţa de întindere (Fig.2.C.4) se calculează cu:



ii= 2− Mi

6 r m h p−

h p 2 r m h p−( )K Ni+

1

a h p

=

2− 9.109× 103×

6 13× 4−4 2 13× 4−( )

0.967 1.429× 103×+

1

20.5 4×169.974−= N/mm2

ii= -169.974 N/mm2

ie= 2 Mi

6 r m h p+

h p 2 r m0

h p+( )K Ni+

1

a h p=

2 9.109× 103×

6 13× 4+4 2 13× 4+( )

0.967 1.429× 103×+

1

20.5 4×168.668= N/mm2

ie= 168.688 N/mm2

Solicitarea la compresiuneForţa de compresiune are valoarea maximă când presiunea din cilindru are valoarea

maximă:

Fc= π D2

4 pgmax m p r ω

21 λ+( )− =

π 0.07072

45.262 10

6× 0.35 0.0318× 607.3

2× 1

1

3.5+

− 1.538 10

4×= N

Momentul încovoietor si forţa normală în sectiunea de încastrare se vor calcula cu:Mc= M

'( )o

N'( )

or m 1 cos φ c( )−( )+ Fc r m

sin φ c( )2

φ

πsin φc( )−

1

πcos φ c( )−

−

Mc=

1.1 3 13× 1 cos 120( )−( )+ 1.538 104

× 13×sin 120( )

2

120

πsin 120( )−

1

πcos 120( )−

− 4.428 10

6×=

Mc=4.428*106

Nc= N'( )

ocos φ c( ) Fc

sin φ c( )2

φ

πsin φ c( )−

1

πcos φ c( )−

+ =

3cos 120( ) 1.538 104

×sin 120( )

2

120

πsin 120( )−

1

πcos 120( )− + 3.406− 10

5×=

Nc= -3.406*105 Valoarea tensiunilor în sectiunea de încastrare se calculează pentru

- fibra interioară

ci= 2− Mc6 r m h p−

h p 2 r m h p−( )K Nc+

1

a h p

=

2− 4.428× 106×

6 13× 4−

4 2 13× 4−( )

0.967 3.406− 105×( )+

1

20.5 4×

9.483− 104×= N/mm2

- fibra exterioară:



Coeficientul de siguranţă al piciorului bielei se calculează în ipoteza unei solicitări deoboseală după un ciclu simetric de întindere-compresiune, pentru fibra exterioară însectiunea de încastrare.

Valorile maxime si minime ale tensiunilor ciclului sunt: max=σe σ ie+ = 29.854 168.668+ 198.522= N/mm2

min=σe σce− =29.854 6.978 10

4×− 6.975− 10

4×= N/mm2

Amplitudinea a si tensiunea medie m a ciclului sunt:

a=σmax σmin−

2= 1 98.522 6.975− 10

4×( )−2

3.497 104×= N/mm2

m=σmax σmin+

2= 198.522 6.975 10

4×−2

3.478− 104×= N/mm2

În aceste condiţii coeficientul de siguranţă se calculează cu:

C=

σ lt−

β k

ε γ σa ψ σ m+

unde:

- -lt=340 .....400 [N/mm2] pentru otel aliat - rezistenta la oboseală pentru ciclul simetricde întindere - compresiune,

- k= 1 - coeficient de concentrare,- = 0.8 ...0.9 - factorul dimensional,

- = 0.12 ...02 - coeficient ce depinde de caracteristicile materialului,

- = 0.7 ...0.8 - coeficientul de calitate a suprafeţei.

C=400

1

0.9 0.8×3.497 10

4× 0.2 3.478− 10

4×( )+

9.612 10 3−×=

Deformaţia produsă piciorului bielei sub acţiunea forţei de inerţie se determină cu:

p= 8 F jp r m( ) 3φ 90−( ) 2

10EOLIunde

I - momentul de inerţie al suprafeţei secţiunii piciorului bielei

I= π D4

641 α

4−( ) unde =

d

D=

22

300.733=

I= π 304

641 0.733−( ) 1.062 10

4×=

p=

8 5.278× 103× 13

3× 120 90−( )2

106

2.1× 105× 1.062× 10

4× 3.744 10

5−

×= mm



3.C.1.11.2.Calculul corpului bieleiSe adopta profilul de dublu T pentru profilul bielei. Dimensiunile corpului (Fig.2.C.5) sedetermină pe baza datelor statistice ale construcţiilor existente.

Fig.3.C.5 Parametrii constructivi a corpului bielei

Se adoptă următoarele dimensiuni:- H II =0.6*de=0.8 30× 24= mm

- H III =1.35*H II= 1 .3 5 2 4× 32.4=Se adoptă H III = 33 mm- hint =0.666*H- B=0.75*H- grosimea peretelui profilului a= 0.167*H

În sectiunea H II= 24 mm- hint II=0.666*H=0.666 24× 15.984=

se adoptă hint II=16 mm

- B=0.75*H=0.75 24× 18=se adoptă B= 18 mm

- a= 0.167*H=0.167 24× 4.008=

se adoptă a= 4 mmÎn sectiunea H III =33 mm

- hint III= 0.666*H=0.666 33× 21.978=se adoptă hint III=22 mm

- B=0.75*H=0.75 33× 24.75=se adoptă B= 25 mm

- a =0.167*H=0.167 33× 5.511=



se adoptă a= 5.5 mm

Corpul bielei se calculează la oboseală, fiind supus la întindere de forţa de inerţie maximă amaselor aflate în mişcare de translaţie, si la compresiune de rezultanta dintre forţa maximăa gazelor si forţa de inerţie.

Se adoptă ca secţiune de calcul sectiunea minimă aflată sub piciorul bielei - sectiuneaII - II .Se calculează forţa F î , care solicită corpul bielei la întindere cu:

F î = m p− r ω2

1 λ+( ) = 0.35− 0.0353× 607.32× 1

1

3.5+

5.859− 103×= N

Tensiunea la întindere va fi:

i=Fî

Aunde A - aria secţiunii de calcul a corpului bielei. A= 208 mm2

i=5.859− 10

3×

208

28.168−= [N/mm2]

Forţa, care solicită corpul bielei la compresiune, se determină cu relaţia:

Fc= π D2

4 pgmax m p r ω

21 λ+( )− N

Fc= π 0.07072

45.262 10

6× 0.35 0.0353× 607.32× 1

1

3.5+ − 1 .4 8 1 0

4×= N

Tensiunea de compresiune este dată de relaţia:

c=Fc

A[N/mm2]

c= 1.48 104

×

20871.154= N/mm2

Tensiunea de flambaj se calculează în două plane:- în planul de oscilaţieunde:

-

e limita de elasticitate

e=518.155 N/mm2

- Ix, Iy momentele de inerţie în planul de oscilaţie, respectiv în planul de încastrare

Ix= Iy= (l/lt)2 Ix= Iy= 6.75- l lungimea barei cu capete articulate l=111.4 mm- ll lungimea barei cu capetele încastrate l/ll=2.7 ll=42.9 mm

fo=σe

π2E

l2

IxFc N/mm2

fo=518.155

π2

2.1 105×

111.42

6.751 .4 8 10

4× 6.803 103×= N/mm2



- în planul de încastrare

ff =σe

π2

E

ll( ) 2

Iy

Fc N/mm2

ft=518.155

π2

2.1 105×

42.92

6.75 1.48 104

× 1.009 103

×= N/mm2

Însumarea tensiunilor de compresiune si de flambaj se realizează tot în două planuri:- în planul de oscilaţie

to= σc σfo+ = 71.154 6.803 103×+ 6.874 10

3×= N/mm2

- în planul de încastrare ti= σc σft+ =71.154 1.009 10

3×+ 1.08 10

3×= N/mm2

Tensiunea maximă max=to= 6.874*103 N/mm2

Tensiunea minimă min=c= 71.154 N/mm2

Amplitudinea ciclului a=σmax σmin−

2= 6.874 10

3× 71.154−

23.401 10

3×= N/mm2

Tensiunea medie m=σmax σmin+

2= 6.874 10

3× 71.154+

23.473 10

3×= N/mm2

Coeficientul de siguranţă va fi

C=

σ lt−

β k

ε γ σa ψ σ m+

=

400

1

0.9 0.8×3.401 10

3

×0.20 3.473

×10

3

×+

0.074=

3.C.1.11.3. Calculul capului bieleiCapul bielei este secţionat, capacul se separă de partea superioară a capului după un

plan normal pe axa bielei. Soluţia permite trecerea capului bielei la montaj princilindru.

La capacul bielei se prevăd nervuri de rigidizare si un exces de material pentru ajustareamasei bielei.

Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile fusului maneton.Capul bielei se racordează cu raze mari la corpul bielei, ceea ce face neînsemnatăsolicitarea de compresiune a acestuia.

Solicitarea de întindere se transmite numai capacului si este determinată de forţa deinerţie a pieselor aflate în mişcare de translaţie si de forţa centrifugă a masei bielei careefectuează mişcarea de rotaţie, mai puţin masa capacului bielei.

F î = r − ω2

m p m1b+( ) 1 λ+( ) m2b mcb−( )+ [N]

Fi= 0.032− 607.32× 0.62 0.27+( ) 1

1

3.5+

0.711 0.204−( )+

1.949− 104×= N

Se adoptă următoarele dimensiuni pentru fusul maneton:- diametrul fusului maneton dm= 42 mmlungimea fusului maneton l

m= 22 mm

Dimensiunile capului bieleiB = 18 mm

diametrul exterior a capului bielei 70 mm



diametrul interior a capului bielei 46 mmdistanta dintre şuruburile bielei ls = 58 mm

Dimensiunile cuzinetuluidiametrul exterior de= 46 mmdiametrul interior di= 42 mmgrosimea peretelui g= 2 mm

lăţimea cuzinetului 18 mmCalculul tensiunilor se realizează pe baza următoarelor ipoteze:

- capul bielei este o bară curbă continuă,- sectiunea cea mai solicitată este sectiunea de încastrare,- capacul bielei are sectiunea constantă cu un diametru mediu egal cu distanta dintre

axele şuruburilor,- forţa de întindere este distribuită pe jumătatea inferioară a capacului după o lege

sinusoidală,- cuzinetul se deformează împreună cu capacul si preia o parte din tensiuni,

proporţională cu momentul de inerţie al secţiunii transversale.Tensiunea din fibra interioară în secţiunea de calcul este dată de relaţia:

=

σ i0.23dc

1Icuz

Icp

+

Wcp

0.4

Acp Acuz++

[N/mm2] unde

- Icp, Icuz momentele de inerţie ale capacului si a cuzinetului,Icuz=67070.6

Icp= 958992.6- Acp, Acuz ariile secţiunilor capacului si a cuzinetului , Acuz=276.46,

Asec cuz=2/3*Acuz = 184.30 mm2; Acp=2200, Asec cp= 1466.6 mm2

- Wcp modulul de rezistentă la încovoiere al secţiunii capaculuiWcp= 18266.53

=

1.949 104

×0.23 70×

167070.6

958992.6+

18266.53

0.4

1466.6 184.3++

20.778=N/mm2

Rezistenta maximă admisibilă este de 150 N/mm2Se calculează coeficientul de siguranţă, solicitarea desfăşurându-se după un ciclu

pulsător:

C=2 σ lt−σmax 1 ε+( )

= 218 0

20.778 1 0.9+( )9.119=

Deformaţia maximă se determină cu ecuaţia:

c= 0.0024Fil3

E Icp Icuz+( )[mm]

c=0.0024 1.949× 10

4× 111.4

3×

2.1 105

× 67070.6 958992.6+( )

3.001 104−

×= mm

3.C.1.11.4. Calculul şuruburilor de bielă



Pentru prinderea capacului bielei se utilizează două şuruburi, din partea capacului sprepartea bielei.

Şuruburile de bielă sunt solicitate de forţa de strângere iniţială Fsp si de forţa de inerţie amaselor în mişcare de translaţie si a maselor în mişcare de rotaţie care se află deasupraplanului de separare dintre corp si capac.

Dacă biela are 2 şuruburi, atunci forţa de inerţie care solicită un şurub este

F î1= Fî

2= 1.949 104×

29.745 10

3×= N

Pentru a asigura strângerea necesară cuzineţilor, forţa de strângere iniţială a şurubuluitrebuie să fie mai mare decât forţa de inerţie care revine unui şurub:

Fsp=2 Fî1=2 9.745× 103

× 1.949 104

×= N

În timpul funcţionării, asupra şurubului de bielă acţionează forţa:Fs=Fsp χ Fî1+ unde constantă care tine de seama de elasticitatea sistemului

= 0.2

Fs= 1.949 104

× 0.2 9.745× 103

×+ 2.144 104

×= N

Ţinând seama de forţele care solicită şuruburile de bielă, acestea se dimensioneazăţinând seama de solicitarea la întindere si se verifică la oboseală.

Diametrul fundului filetului se determină cu relaţia:

ds= cc4

π

c1

c2

Fs

σc

[mm] unde :

cc= 1.5 coeficient de siguranţă,c1= 1.3 factor pentru solicit[rile suplimentare de torsiune care apar la strângerea piuliţei,c2=1.2 factor care tine seama de curgerea materialului în zona filetată,

c= 600 ...... 1400 N/mm2 limita de curgere a materialului şurubului.

ds= 1.54

π

1.3

1.2

2.144 104×

9007.021= mm

Se adoptă ds= 7.1 mmDiametrul părţii nefiletate se determină cu:

d's= cc4

π

Fs

σc

[mm]

d's= 1.54

π

2.144 104×

9006.745= mm

Se adoptă d's= 6.8 mmVerificarea la oboseală se face considerând că ciclul de solicitare este ondulant pozitiv

sau pulsator.Tensiunile maxime si minime se calculează cu relaţiile:

max=Fs

As

; ' max =Fs

As( ) ';

min=

Fs

As ; '

min=

F

As( ) ' unde:- As - aria secţiunii şurubului de bielă în sectiunea filetată,



- A's- aria secţiunii şurubului de bielă în partea nefiletată.

As=39.592 mm2

A's = 36.317 mm2

max= 2.144 104

×

39.592541.524= N/mm2

' max= 2.144 104

×

36.137593.298= N/mm2

min= 1.949 104

×

39.592492.271= N/mm2

' min= 1.949 104

×

36.137539.336= N/mm2

Coeficientul de siguranţă se determină cu relaţia:

C=

σ l−

β k

ε γ σa σm+

unde:

a=σmax σmin−

2; m=

σmax σmin+

2,

-l= 300 ...... 700 N/mm2

k = 4 ....... 5.5= 0.8 ...... 1.0

= 1.0 ..... 1.5

a= 541.524 492.271−2

24.626= N/mm2

m=541.524 492.271+

2516.898= N/mm2

C =

450

5

08 1×24.626 516.898 0.2×+

3.789=

Valoarea coeficientului de siguranţă trebuie să se încadreze între valorile 2,5 .... 4,0 .

3.C.1.12. Calculul segmenţilor Se adoptă trei segmenti:- doi segmenţi de compresie,- un segment de ungere.Ca material se va utiliza fonta cenuşie cu grafit lameral. Primul segment, segmentul de foc

va fi acoperit cu un strat de crom, care măreşte rezistenta la uzură.Grosimea axială a segmenţilor: b1= 1.5 mm

b2= 2 mm

bungere=4 mmJocul pe flancurile segmentului Ja =hc-bJa1= 0.05 mm



Ja2= 0.03 mmJa3= 0.03mm

Jocul radial al segmentului Jr = 1/2*(dis-dic)Jr1= 0.8 mm

Jr2= 0.8 mm

Jr3= 1 mmÎnălţimea canalului de segment hc=b+Jadiametrul canalului de segment d1c

diametrul interior al segmentului d1s grosimea radială a segmentului t dimensiunea radială a canalului tc

raza fundului canalului Rjocul piston cilindru Jp

Pentru stabilirea formei segmentului în stare liberă (Fig.2.C.6), se pleacă de laacceptarea unei epure de presiune variabilă. Curba de repartiţie a presiunii dezvoltate deelasticitatea proprie a segmentului se exprimă printr-o serie trigonometrică, din care seobţine expresia pentru curba de repartiţie a presiunii:

pe )= 1 0.42cos 2ψ ( )+ 0.18cos 3ψ ( )−( )pe(60)= 1 0.24 cos 2 60×( )+ 0.18cos 3 60×( )−( ) 1.303= MPa

Fig.3.C.6. Construcţia segmenţilor

Calcului grosimii radiale a segmentuluiGrosimea axială a segmentului se determină din condiţiile de evacuare a căldurii din

piston si de a limita pulsaţiile

b=Dp

2k

pgmax

100

1

σa[mm]

unde: k= 0.08 constantă



a tensiunea admisibilă (55 ...65 N/mm2)

b= 70.6

20.08

5.262 102×

10 0

1

652.841= mm

Se adoptă b= 3 mmGrosimea radială se calculează din formula lui Navier:

=Mmax

W10

6− [N/mm2] unde

Mmax - momentul încovoietor maxim al segmentului [N/m]

W - modulul de rezistentă al secţiunii [m2]

Fig. 3.C.7. Schema de calcul a momentului încovoietor

Momentul maxim (Fig.2.C.7) se calculează pentru y=0

Mmax=

S E I 2

2

n

i

1i 1+− pi

i2

1−( ) pe

∑=

+

π R 0( ) 2

3

2

n

i

1−( )i 1+

pi

i2

1−( ) pe∑=

−

Ro=D1

2

t

2− = t

2

Dl

t1−

=7.2

2

70.6

7.21−

31.7=



Mmax=

63.63 1.3× 105× 5.4× 2

2

18 0

i

1−( )i 1+

0.374

i2

1−( ) 1.303∑=

+

π 31.72

3

2

180

i

1i 1+− 0.374×

i2

1−( ) 1.303∑=

−

8.49 103×= N/m2

W=tb

2

6din formula lui Navier rezultă t= 8.6 mm

se adoptă t = 7 mmCalculul presiunii medii elastice pe , în raport cu condiţiile de funcţionare se face cu:

pe=0.424E

S

Dl

Dl

t 1−

3

1

32

180

i

1i 1+

− pi

i2

1−( ) pe∑=−

pe=0.424 1.3× 10

5×63.63

70.670.6

71−

3

1

3

2

180

i

1i 1+− 0.374×

i2

1−( ) 1.303∑=

−

20.61=N/mm2

Se calculează raportul Dl/t cu relaţia

Dl

t =

0.81665

1.303

1

2

2

180

i

1−( )

i 1+

0.374i2

1−( ) 1.303∑=

+

4.15=

Calculul tensiunilor în segment la montajPentru montajul segmentului pe piston este necesar ca prin intermediul unui dispozitivcapetele acestuia să fie desfăcute atât cât este necesar pentru a îmbrăca pistonul. Prindeschiderea segmentului apar tensiuni care au valoarea maximă în sectiunea opusă forţei.

tensiunea maximă se determină cu:

i max=

1

m

2E

π

1S

t−

Dt

1−

2

1

3

2

180

i

1i 1+

− pi

i2

1−( ) pe∑=

−unde: m= 1.57

imax=1

1.57

2 1.3× 105×

π

163.63

7−

70.7

71−

2

1

3

2

180

i

1i 1+− 0.287×

i2

1−( ) 20.61∑=

−

1.711− 103×=

N/mm2

Calculul fantei segmentului

s0= π D α s ts t0−( ) α c tc t0−( )− sc+1 α s ts t0−( )+

unde:

sc=0.0025*D=0.0025 70.7× 0.177=



so=π 70.7 13 10

6−× 530 293−( ) 12 106−× 439 293−( )− 0.177+

1 13 106−× 530 293−( )+

0.471=

s0= 0.471 mm 3.C.1.13. Calculul arborelui cotit

Se adoptă următoarele dimensiuni caracteristice (Fig.2.C.8) pentru arborele cotit:- lungimea cotului l= 1.09*D1= 1.09 83.2× 90.688= Se adoptă l= 91 mmdiametrul fusului palier dp= 0.7*D= 0.7 70.7× 49.49=

Se adoptă dp= 50 mmlungimea fusului palier lp=0.5*dp= 0.5 50× 25=Se adoptă lp= 25 mmdiametrul fusului maneton dm= 0.59*D=0.59 70.7× 41.713=

Se adoptă dm= 42 mm

- lungimea fusului maneton lm=0.47*dm= 0.47 46× 21.62=Se adoptă lm= 22 mmdiametrul interior dmi=0.6*dm=0 .6 0 4 6× 27.6=Se adoptă dmi= 22 mmgrosimea braţului h=0.45*dm=0.45 42× 18.9=

Se adoptă h= 21,5 mm- lăţimea braţului b= 1.5*46=1.5 46× 69=

Se adoptă b= 70 mm- raza de racordare - 0.08*dm=0.06 46× 2.76=

Se adoptă ca rază de racordare 2,8 mm- raza manivelei r = 31.815 mm

lM

S

d L

d M

r

Fig. 3.C.8 Dimensiunile caracteristice a arborelui motor

Verificarea fusurilor la presiune si încălzirePentru a preveni expulzarea peliculei de ulei dintre fusuri si cuzineţi trebuie să se limiteze

presiunea maximă pe fusuri.

Presiunea convenţională maximă se calculează cu:pm max=

R mmax

dmlm:=

12346

46 25×10.736= MPa



pp max=R pmax

d p l p=

8025.8

50 25×6.421= MPa unde:

Rm max , Rp max sunt forţele maxime care încarcă fusurile manetoane si paliere,valorile lor sau determinat din diagramele polare desfăşurate.

Presiunea medie convenţională pe fusurile manetoane si paliere se determină cu:

pm=R m

dm lm=

7752.5

46 25× 6.741= MPa

pp=R p

d p l p=

4225.68

50 25×3.381= MPa

Ambele valori se încadrează în valorile admisibile ale presiunilor pe fusurile arborelui cotit.Verificarea fusului la încălzire se face cu un calcul simplificat, prin care se determină

coeficientul de uzură.

Km= pm ω3=

pm ξπ dm n

60

3 unde:

- viteza relativă dintre fus si cuzinet din mers, în m/s

coeficientul de conectare a vitezei relative

Kp= p p ω3= p p ξ

π d p n

60

3

Km= 6.741 1.037π 0.046 5800×

60

3143.155=

Kp

=3.381 1.037

π 0.05 5800×

60

3

114.891=

Verificarea la obosealăCalculul impune adoptarea unei scheme simplificate de încărcare si deformare care

consideră arborele cotit ca o grindă discontinuă, alcătuite dintr-un număr de părţi egal cunumărul coturilor.

Fiecare cot reprezintă o grindă simplu rezemată în două reazeme, reazemele sunt rigidesi coaxiale. Momentele încovoietoare în reazeme se neglijează, în reazemul din stângaacţionează un moment de torsiune Mpj egal cu suma momentelor coturilor care precedcotul de calcul, iar la reazemul din dreapta acţionează momentul Mp(j-1) .

Fusul palier este solicitat la torsiune si încovoiere după un ciclu asimetric. Momentele de încovoiere au valori mici si nu se mai verifică. Fusurile paliere dinspre partea anterioară aarborelui cotit sunt solicitate la momente de răsucire mai mici decât acelea care acţionează în fusurile dinspre partea posterioară a arborelui si mai ales în fusul final, deoarece înaceasta se însumează momentele medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuiedezvoltat pentru fiecare fus în parte,ceea ce implică însumarea momentelor de torsiune.Momentele de intrare si de ieşire pentru fiecare cot sunt:

Mpj=

n

j

i

T jr ∑=

Mp j-1=M pj T jr + =

n

j 1−

i

T j∑=



La însumarea momentelor de torsiune trebuie să se ţină seama de ordinea de aprindere,iar valoarea momentului de torsiune pe fiecare fus se determină tabelar. Din tabel sedetermină valorile maxime si minime ale fiecărui fus, după care se determină tensiunilemaxime si minime.

Amplitudinea si valoarea tensiunilor medii se calculează cu relaţiile:

pa=τ pmax τ p mi−

2

; pm=τ pmax τ pmin+

2Ultimul pas este calculul coeficientului de siguranţă.Calculul fusului manetonFusul maneton este solicitat la încovoiere si torsiune. Calculul se efectuează pentru un cot

care se sprijină pe două reazeme si este încărcat cu forte concentrate. Deoarece sectiuneamomentelor maxime ale acestor solicitări nu coincide în timp, coeficientul de siguranţă sedetermină separat pentru încovoiere si torsiune si apoi coeficientul global de siguranţă.Reacţiunile din reazeme se determină din condiţiile de echilibru ale forţelor si momentelor.Forţele ce acţionează asupra fusului trebuiesc descompuse după două direcţii: una înplanul cotului, cealaltă tangenţială la fusul maneton.

Calculul braţului arborelui cotitBraţul arborelui cotit este solicitat de sarcini variabile de întindere, compresiune, încovoiere

si torsiune. Coeficienţii de siguranţă pentru aceste solicitări se determină în mijlocul laturiimari a secţiunii tangente fusului palier, unde apar cele mai mari eforturi unitare.

În planul cotului ia naştere o solicitare compusă de încovoiere de momentul Miz = Bz*a sicompresiune produsă de reacţiunea Bz .Tensiunea totală are expresia:

=

MiZ

W br

Bz

A br

+ = BZ6a

b h2

1

b h+

În funcţie de valorile extreme ale reacţiunii BZ , se calculează tensiunile normale de încovoiere si compresiune maxime si minime:

max= BZmax6a

b h2

1

b h+

; min=BZmin6a

b h2

1

b h+

Coeficientul de siguranţă la încovoiere se determină cu relaţia:

C

σ 1−

β k σ

γ σ ε σψ

σσ

m+

unde: = 1.00 ...1.15=0.1 ........0.2

k/ se adoptă.

Braţul arborelui cotit este supus la solicitarea de torsiune dată de momentul MT==BT*a,care determină tensiunea tangenţială.

MT

k b h2 unde coeficientul k se adoptă în funcţie de raportul b/h.

Pentru valorile extreme ale momentului de torsiune se calculează tensiunile tangenţialemaxime si minime



max =0.5aTmax

k b h2

; min=0.5aTmin

k b h2

Coeficientul de siguranţă la solicitarea de torsiune se determină cu relaţia:

C=

τ 1−

β k τγ τ ετ

ψ τ τm+

unde se adoptă valorile coeficienţilor de siguranţă kt/ t= 0.1 ; t =1.00 ...1.15 .

Coeficientul global de siguranţă pentru braţ este calculat cu ecuaţia:

Cbr =Cσ Cr

Cσ( ) 2Cr ( ) 2

+cu o valoare admisibilă Cbr = 2 ....3 (MAS)

Calculul Mecanismului Motor

Documents

Transcript of Calculul Mecanismului Motor