Calculul Termic al Motorului

II.1. CALCULUL TERMIC

1.1. Alegerea parametrilor iniiali

Pentru efectuarea calculelor se vor adopt urmtoarelor mrimi:

- temperatura iniial: T0 = 298 [K];

- presiunea iniial: p0 =

;

- temperatura gazelor reziduale: Tr = 900 [K];

- presiunea gazelor reziduale : pr = ;

- coeficientul de exces de aer: ( = 0,95;

- raportul de compresie: ( =10,5;

1.2. Parametrii procesului de schimb a gazelor

Se adopt urmtoarele mrimi:

- presiunea la sfritul admisiei: PA = ;

- prenclzirea amestecului: (t = 15 0K;

- coeficientul de postumplere: (p = 1,2;

Coeficientul gazelor reziduale (r, se determin cu relaia urmtoare:

Se obine (r = 0,044.

Temperatura la sfritul admisiei se determin cu urmtoarea relaie:

; TA = 337,67 [K]

Coeficientul de umplere se determin cu relaia:

, de unde

(v =0,934.

1.3. Parametrii procesului de comprimare

Se adopt urmtoarea compoziie a benzinei:

- c = 0.854 kg;

- h = 0,142 kg;

- o = 0,004 kg;

- puterea caloric: Qi = 43500

;

- coeficientul de utilizare a cldurii: ( = 0,9;

- masa molara a combustibilului:

;

Cantitatea minim de aer necesar arderii combustibilului este:

;

;

Cantitatea de aer necesar arderii se determin cu relaia:

Cantitatea de ncrctur proaspt, raportat la 1 kg de combustibil este:

, de unde se obine:

Coeficientul teoretic de variaie molar a ncrcturii proaspete pentru

, este:

, de unde:

(0 = 1,066

Coeficientul real de variaie molar a ncrcturii proaspete este ( care se determin cu relaia:

; rezult c ( = 1,063

Cldura molar specific medie a gazelor de ardere pentru

este CMv'', care se determin cu relaia urmtoare:

;

;

Cldura specific molar medie a amestecului iniial este Cmv' i se determin cu relaia:

; ;

Cldura degajat la arderea incomplet este dat de relaia urmtoare:

;

;

Temperatura la sfritul arderii se determin pe baza ecuaiei:

Soluia acestei ecuaii este: Tc = 3010,44 [K].

Presiunea la sfritul arderii este , de unde rezult: ;

innd cont de rotunjirea diagramei, se va obine

, unde (z=0,8;

;

Gradul de cretere a presiunii se obine ca raportul celor dou presiuni pc i pB:

1.4. Destinderea

Se adopt coeficientul politropic al destinderii: m d = 1,23. Astfel presiunea la sfritul destinderii se calculeaz cu relaia:

i se obine:

;

Temperatura la sfritul destinderii va fi:

, .

1.5. Parametrii principali ai motorului

Pentru determinarea acestor parametrii se adopt urmtoarele valori pentru:

- coeficientul de rotunjire al diagramei: ( r = 0,98;

- randamentul mecanic: ( m = 0,85;

Astfel presiunea medie a ciclului teoretic se va calcula cu relaia urmtoare:

, unde p i' se calculeaz cu formula de mai jos:

;

, de unde

.

Astfel se obine valoarea lui pi:

.

Se calculeaz valoarea randamentului indicat al motorului (i:

i se obine: (i =0,37.

Presiunea medie efectiv se calculeaz cu relaia de mai jos:

; ;

Randamentul efectiv al motorului:

; ( e = 0,314;

Consumul specific de combustibil se determin cu relaia:

;

1.6. Dimensiunile fundamentale ale motorului

Pentru calculul acestor dimensiuni este necesar s se adopte raportul cursa - alezaj:

.Se adopt ( = 1,05

Capacitatea cilindric necesar se calculeaz cu urmtoarea relaie:

, unde:

- Pn =110 kW (puterea nominal);

- (presiunea medie efectiv);

- n = 5800 min -1 (turaia nominal);

- i = 6 (numrul de cilindri ai motorului);

Se obine V s = 0,414 l (litri).

Cu ajutorul acestui volum, se determin valoarea alezajului i a cursei pe care o face pistonul:

(alezajul);

(cursa pistonului);

Se obine: D = 80 mm;

S = 83 mm.

Cilindreea total este: l

Viteza medie a pistonului se calculeaz cu relaia:

i se obine ;

Puterea litric total a motorului este:

1.7. Diagrama indicat

Se traseaz n scopul aflrii presiunii din cilindru n funcie de volumul din cilindru care se modific permanent n funcie de micarea pistonului. n plana nr. 1, n coordonatele P - V se traseaz mai nti diagrama ciclului teoretic. Se calculeaz:

Volumul la sfritul admisiei se determin cu relaia:

, VA = 0,458 l;

Volumul la sfritul compresiei se determin cu relaia:

, VB = 0,044 l;

n continuare se traseaz izocorele VB = Vc si VA = VD, izobara de admisie pA = constant i izobara de evacuare p c = constant.

Politropa AB care reprezint procesul de comprimare se traseaz prin puncte, puncte obinute pe baza ecuaiei:

, ;

Politropa CD sau politropa destinderii se obine tot pe baza unei ecuaii, dup cum urmeaz:

, ;

Se adopt urmtoarele mrimi:

- unghiul de avans la aprindere: ( s = 20 0;

- unghiul de avans la evacuare: ( ev = 50 0;

- raportul dintre raza manivelei i lungimea bielei

1.8. Caracteristica de turaie

Pentru motoarele de autovehicule care lucreaz la turaii variabile este necesar cunoaterea modificrii mrimilor sale caracteristice n funcie de turaie.

Caracteristica de turaie cuprinde curbele de variaie ale puterii, cuplului, consumului orar i consumului specific funcie de turaie.

n aceast diagram se disting mai multe puncte caracteristice: turaia cuplului maxim "nemax", turaia puterii maxime "nn", turaia consumului minim care se afl de obicei ntre "nemax" i "nn". n acest interval se situeaz i funcionarea stabil a motorului de autovehicul unde are loc i schimbarea treptei la creterea ori micorarea sarcinii autovehiculului. Pentru ca autovehiculul s fie ct mai economic trebuie ca variaia consumului minim specific s fie ct mai mic.

Caracteristica extern se poate obine cu destul precizie i cu urmtoarele relaii empirice.

1.8.1. Curba puterii

Puterea efectiv a motorului se determin cu relaia urmtoare:

, unde:

P e max - puterea maxim efectiv;

n p - turaia puterii maxime;

n i - turaia de calcul;

;

;

;

c - coeficient de elasticitate; c = 0,45... 0,65;

Pentru m.a.s. - uri se adopt:

( 1 = 0,5, ( 2 = 1,5 , ( 3 = 1

.

1.8.2. Curba momentului motor

Momentul motor se calculeaz dup cum urmeaz:

1.8.3. Consumul specific

Se determin cu urmtoarea relaie:

,

unde:

c consumul specific efectiv corespunztor puterii maxime

c = 280... 350

.

1.8.4. Consumul orar

Se calculeaz cu relaia urmtoare:

II.2. CALCULUL CINEMATIC

Analiza n detaliu a cinematicii mecanismului biel-manivel este foarte complex din cauza regimului dinamic de funcionare. De aceea s-au determinat relaii simplificate, n ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit i la un regim stabilizat obinndu-se o precizie suficient.

La o vitez unghiular constant a arborelui cotit unghiul de rotaie este proporional cu timpul i prin urmare toate mrimile cinematice pot fi exprimate n funcie de unghiul de rotaie al arborelui cotit.

Mecanismul biel-manivel este de tipul axat deci axa cilindrului intersecteaz axa arborelui cotit.

Se vor prezenta relaiile de calcul ale deplasrii, vitezei i acceleraiei pistonului. Se consider ca poziie iniial pentru msurarea unghiului, poziia pentru care pistonul se afl la o distan maxim de axa arborelui cotit.

n figura 2.1. este prezentat schema mecanismului biel - manivel, unde s-au fcut urmtoarele notaii:

( - unghiul de rotaie a arborelui cotit (se msoar n sensul de rotaie a arborelui cotit)

- viteza unghiular de rotaie a arborelui cotit

n - turaia arborelui cotit

R - raza manivelei (distana dintre axa arborelui cotit i axa fusului maneton) [m]

- cursa pistonului (distana dintre PMS i PMI) [m]

l - lungimea bielei, n [m].

Se definete raportul

ca fiind raportul dintre raza manivelei i lungimea bielei.

Fig. 2.1.

Deplasarea pistonului

Legea de variaie a deplasrii pistonului n funcie de unghiul ( s-a determinat pe cale analitic:

;

Viteza pistonului

Legea de variaie a vitezei pistonului este data de relaia:

;

Acceleraia pistonului.

Este dat de relaia urmtoare:

;

S-au adoptat: l = 145 mm

r = 41,5 mm

II.3. CALCULUL DINAMIC

Asupra mecanismului biela manivel, acioneaz forele date de presiunea gazelor din cilindru i forele de inerie ale maselor aflate n micare. Forele de frecare vor fi considerate neglijabile. Forele de inerie sunt constituite din forele de inerie ale maselor aflate n micare alternativ de translaie (indice j) i fore de inerie ale maselor aflate n micare de rotaie (indice r).

Pentru calculul organelor mecanismului biel-manivel, al sarcinilor n lagre, pentru cercetarea oscilaiilor de torsiune, etc., trebuie determinate valorile maxime, minime i medii ale acestor fore. De aceea mrimile forelor se vor determina pentru o serie de poziii succesive ale mecanismului, funcie de unghiul de rotaie al arborelui cotit.

3.1. Masele pieselor n micare, ale mecanismului biel-manivel

Se adopt urmtoarele mase:

- masa pistonului m p = 0,653 kg;

- masa bielei m b = 0,804 kg;

3.1.1. Reducerea bielei la dou puncte

n figura 3.1. este prezentat reducerea bielei la dou puncte

Fig. 3.1.

3.1.2. Masa pieselor n micare de translaie

Masa pieselor n micare de translaie ma se determin astfel:

, unde m'p - masa pistonului asamblat

m1 - masa bielei aferent micrii

, m'p = 0,653 kg

Rezult: m a =0,894 kg

3.1.3. Masa neechilibrat a pieselor n micare de rotaie

Se calculeaz urmtoarele mase:

;

mc - masa neechilibrat a unui cot;

;

mm - masa fusului maneton;

;

mm = 0,75 kg;

mr = 1,316 kg;

3.2.1. Fora de presiune a gazelor

Fora de presiune a gazelor Pg se determin cu relaia:

, unde: F - aria suprafeei capului pistonului

pg - presiunea de lucru sau suprapresiunea

m2;

, unde p - presiunea gazelor n cilindru dup diagrama indicat;

Se ridic graficul

.

3.2.2. Forele de inerie a maselor aflate n micare de translaie

Aceste fore sunt produse de masele pistonului asamblat (piston, segment, bol de biel i siguranele acestora) i o parte din masa bielei i sunt considerate concentrate n axa bolului.

Determinarea forelor de inerie ale maselor aflate n micare de translaie se face cu relaia:

, unde m a - masa elementelor n micare oscilatorie

a p - acceleraia pistonului

Se reprezint grafic

.

3.2.3. Forele de inerie ale maselor aflate n micare de rotaie

Aceste fore sunt produse de o parte din masa bielei i masa neechilibrat a unui cot al arborelui cotit (masa manetonului i masele reduse ale celor dou brae).

Determinarea forelor de inerie ale maselor aflate n micare de rotaie se face cu relaia:

, unde m r - masa n micarea de rotaie

r - raza manivelei

( - viteza unghiular a arborelui cotit

3.2.4. Forele rezultante n micarea mecanismului motor

Prin nsumarea algebric a forelor de presiune a gazelor i a forelor de inerie determinate pentru diferite poziii ale manivelei, se obin valorile forei totale care acioneaz n lungul axei cilindrului:

, relaie pe baza creia se ridic graficul

Fora P transmis axului pistonului, se descompune n dou componente, una normal pe axa cilindrului N i una n lungul bielei S.

;

;

Se reprezint grafic N, S ca funcie de (.

Deplasnd fora S pn n punctul B i notndu-se cu S', aceasta se descompune n:

- componenta Z dirijat dup direcia cotului;

- componenta T normal la axa manivelei.

Aceste componente se calculeaz cu relaiile urmtoare:

;

;

Forele care acioneaz asupra mecanismului motor sunt prezentate

n figura 3.2.

Fig. 3.2.

3.3. Momentul total al motorului policilindric

Momentul motor total se obine prin nsumarea momentelor obinute pentru fiecare cilindru al motorului innd cont de ordinea de funcionare a acestora i de configuraia arborelui cotit. De asemenea, se poate obine suma momentelor ce acioneaz asupra fiecrui fus palier al arborelui cotit.

Se stabilete variaia momentului motor total funcie de unghiul ( de rotaie a arborelui cotit, precum i valoarea momentului mediu. Cu valoarea momentului mediu se calculeaz puterea dezvoltat de motor care se compar cu puterea obinut la calculul termic.

Ca poziie de pornire (( = 0) se consider poziia corespunztoare PMS a primului cilindru, aflat la admisie.

3.3.1 Alegerea ordinii de lucru

Pentru realizarea unei succesiuni optime de funcionare a cilindrilor motorului i o echilibrare natural ct mai complet a forelor de inerie i momentelor acestora, trebuie stabilit o anumit poziie a manivelelor arborelui cotit.

Succesiunea optim de funcionare a cilindrilor se stabilete din condiia distribuiei uniforme a exploziilor succesive dintre doi cilindri vecini, pentru a nu rezulta sarcini medii prea mari pe fusurile paliere dintre acetia. Trebuie s se aib n vedere i circulaia ncrcturii proaspete n conducta de admisie, adic asigurarea unui numr minim de schimbri de direcie a curentului n conducta de admisie i evitarea interceptrii ncrcturii destinate unui cilindru de ctre un cilindru vecin cu canal de admisie mai scurt. Aceast interceptare provoac o cretere a neuniformitii umplerii cilindrilor.

Pentru motorul dat prin tema de proiect, avnd n vedere numrul de cilindri (6 n linie), se adopt urmtoarea ordine de lucru pentru cilindri:

1 - 5 - 3 - 6 - 2 - 4

3.3.2. Calculul momentului total al motorului

n timpul unui ciclu, cilindrii motorului parcurg n mod diferit fazele ciclului motor, n funcie de ordinea de lucru aleas i de geometria arborelui cotit. Momentul motor policilindric este alctuit din dou componente:

- o component dat de fora tangenial care acioneaz asupra cotului corespunztor cilindrului dat i care depinde numai de unghiul de rotaie al arborelui cotit;

- o component dat de momentul total al forelor care acioneaz n cilindrii anteriori cotului respectiv i depinde de numrul de cilindri i de ordinea lor de lucru.

Unghiul de decalaj dintre coturi este

;

Perioada momentului , unde ( = 4 - numrul de timpi

i = 6 - numrul de cilindri

Se obine ( = 120 0RAC

n figura 4.3. este prezentat schema de lucru a cilindrilor.

0 0 180 0 360 0 540 0 720 01ACDE

5EACDE

3DEACD

6DEAC

2CDEAC

4ACDEA

Fig. 4.3.

Momentele monocilindrice pentru fiecare cilindru sunt:

M 1 = M monocil (();

M 2 = M monocil ((+240);

M 3 = M monocil ((+480);

M 4 = M monocil ((+120);

M 5 = M monocil ((+600);

M 6 = M monocil ((+360);

Momentul policilindric total se calculeaz cu relaia:

;

Momentul policilindric mediu se calculeaz cu relaia:

;

Puterea indicat care se calculeaz pe baza momentului policilindric este:

;

Aceast putere trebuie s fie aproximativ egal cu puterea indicat obinut din calculul termic.

Eroarea:

3.4. Forele care acioneaz asupra arborelui cotit

Determinarea forelor care acioneaz asupra fusurilor arborelui cotit este necesar pentru dimensionarea corect a fusurilor i lagrelor, n scopul evitrii nclzirii lagrelor i de a se asigura pelicula necesar ungerii acestora.

Se determin sarcina total care acioneaz asupra fusurilor i lagrelor arborelui cotit, lundu-se n considerare toate forele care le solicit, respectiv fora de presiune a gazelor i forele de inerie.

Forele care acioneaz asupra fusului maneton

Asupra fusului maneton acioneaz fora tangenial

, fora radial

i fora centrifug de inerie

;

Fora ce acioneaz n fusul maneton

,

, de unde rezult c ; RM = RM(();

Polara fusului maneton: Z1= f(T1);

;

;

;

;

Forele care acioneaz asupra fusului palier

Asupra fusului palier acioneaz acelai tip de fore ca i asupra fusului maneton. Fora care acioneaz asupra fusului palier are un numr de lagre mai mare cu unu dect numrul de manetoane.

Aceste fore se calculeaz cu aceleai formule ca i la fusurile manetoane.

Polara fusului palier va fi: Z11= f(T11).

II.4. CALCULUL DE REZISTEN AL PIESELOR MECANISMULUI MOTOR

4.1. Blocul motor i chiulasaBlocul de cilindri preia eforturile de explozie i forele de inerie ale mecanismului biel manivel. Condiia esenial pe care trebuie s o aib un bloc este aceea de a asigura o rigiditate maxim.

Blocul de cilindri se realizeaz prin turnare. n ce privete construcia se recomand ca el s fie realizat sub forma unei grinzi cu zbrele. Acestea vor fi constituite din nervurile piesei turnate, iar pereii vor fi att de subiri ct permite tehnologia de fabricare.

n partea superioar a blocului se fixeaz prezoane pentru prinderea chiulasei. Diametrul lor variaz n limitele =810 mm, iar adncimea de nurubare este de (1,52) cnd blocul este din font.

Dac eforturile ce trebuie preluate sunt mai mari, atunci se mrete numrul de prezoane nu i diametrul lor.

n jurul cmilor se va cuta s se fac seciuni pe ct posibil mai mici pentru trecerea apei, cu scopul de a mri viteza de curgere. Aceasta nu trebuie s depeasc ns 3,5 m/s pentru c exist pericolul antrenrii depozitelor inevitabile ce pot astupa canalele.

Pentru a avea dimensiuni minime pentru carter se descrie nfurtoarea conturului bielei la o rotaie complet apoi se traseaz seciunea carterului astfel ca locurile cele mai strimte dintre perete si corpul bielei sa fie de minim (8-10) mm din cauza barbotajului si a corpurilor strine

Din motive de rigiditate grosimea pereilor va fi de (4.5-5) mm pentru blocurile turnate din font.

Un indice de apreciere a calitii blocului motor este greutatea acestuia. Se recomand ca greutatea blocului s nu depeasc 25% din greutatea motorului.

Compactitatea motorului este determinat n principal de distana ntre axele cilindrilor; aceasta este determinat de arhitectura arborelui cotit, de lungimea fusurilor maneton i palier, de tipul i grosimea cmilor de cilindru, de mrimea interstiiului camerei de rcire dintre cilindri.

Blocurile de cilindri se confecioneaz din font cenuie Fc200, Fc210, Fc240, Fc250, Fc280 STAS568-87. Dac blocul nu are cmile amovibile el se toarn din font de calitate pentru cilindri.

Chiulasa se toarn frecvent din aliaje de aluminiu. Un astfel de aliaj se compune din 5% Si; 1.3% Cu; 0.5% Mg; restul aluminiu.

Chiulasele se toarn din aluminiu i nu se recomand turnarea sub presiune.

Capacele lagrelor arborelui cotit se toarn din oel pentru motoarele mai puin solicitate i se forjeaz la motoarele mai intens solicitate.

Prezoanele se execut din oteluri aliate, de mbuntire, cu crom ori nichel.

4.2. Calculul cilindrului motorului

Se alege un cilindru cu cma umed care se sprijin n partea inferioar iar etanarea este asigurat cu inele de cupru sau hrtie.

La strngerea prezoanelor chiulasei pe suprafaa de reazem trebuie s se dezvolte o presiune de 1418 MPa.

Lungimea cmii se determin astfel nct mantaua pistonului s nu depeasc marginea inferioar cu mai mult de 1015 mm.

Soluia camerei de rcire s-a ales astfel nct s depeasc n partea superioar nivelul primului segment de compresie cnd pistonul se afl la PMS iar n partea de jos s depeasc nivelul segmentului de ungere cnd pistonul se afl la PMI.

4.2.1. Calculul grosimii cilindrului

Grosimea cilindrului se determin considerndu-l ca un vas cu perei subiri supus la presiune interioar.

n urma calculului termic am obinut:

N/mm2n continuare se adopt pentru fonta cenuie: Fc280

daN/cm2 4.3. Calculul arborelui cotit

4.3.1. Stabilirea dimensiunilor. Construcia

Avnd n vedere condiiile de funcionare, prin calcul, arborele cotit se verific la presiune specific i nclzire, la oboseal i la vibraii de torsiune.

Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptndu-se prin prelucrarea statistic a dimensiunilor arborilor cotii.

Se adopt urmtoarele dimensiuni:

- lungimea cotului sau distana dintre reazeme:

l = 100 mm;

- lungimea fusului palier:

l p = 34 mm;

- diametrul fusului palier:

Dp = 48 mm;

- lungimea fusului maneton:

l m = 26 mm;

- diametrul fusului maneton:

Dm = 40 mm;

- grosimea braului:

h = 17 mm;

- limea braului:

b = 60 mm;

- raza de racordare:

( = 3 mm.

Dimensiunile adoptate sunt prezentate n figura 4.1.

Fig. 4.1.

4.3.2. Verificarea fusurilor la presiune i uzur

Verificarea la presiune

- presiunea specific convenional maxim pe fusul maneton este:

, unde:

- rezultanta pe fusul maneton;

- presiunea specific convenional maxim pe fusul palier este:

, unde:

- rezultanta pe fusul maneton;

Verificarea la uzur

- coeficientul de uzur al manetonului se calculeaz cu relaia urmtoare:

, unde:

( - coeficientul de corectare a vitezei relative

( = 1,037

n - turaia de calcul (n p max = 5800 min -1)

Deci pentru cuzineii de biel se va adopta ca material un aliaj Al - Sn cu k m > 300.

- coeficientul de uzur al palierului se calculeaz cu relaia urmtoare:

Cuzineii de palier se execut din acelai material ca i cuzineii de biel (Al - Sn).

4.3.3. Verificarea la oboseal a fusului maneton

Calculul manetonului se face la ncovoiere i la torsiune.

Calculul la ncovoiere

Momentul ncovoietor apare datorit forelor T i Z i a celor de inerie a braelor. Din diagrama forelor rezultante avem:

R m max = 35949,14 N

R m min = 2210,82 N

Din geometria fusului maneton calculm modulul de rezistenta W '

Se aduce o corecie acestui modul datorit canalelor de ungere care au diametrul d u = 8 mm.

Tensiunea de ncovoiere se calculeaz cu relaia:

, unde:

EMBED Equation.2

Deci vom avea

la ( = 360 0

Deci vom avea

M i =0 la ( = 360 0 si la ( = 0 0

;

;

;

;

Coeficientul de siguran pentru solicitarea de ncovoiere se calculeaz cu relaia:

, unde:

;

;

( k ( = 2

( r = 1,15

( ( = 0,75

( ( = 0,1

( -1 = 280 N / mm 2Calculul la torsiune

;

;

Ts max = 8230,52 N

Ts min = -6671,9 N

;

;

Coeficientul de siguran la torsiune se calculeaz cu relaia:

, unde:

,

,

;

;

Coeficientul de siguran global va fi:

4.3.4. Verificarea la oboseala a fusului palier

Calculul la oboseala se face fr a lua n considerare tensiunile de ncovoiere.

;

;

;

Dup corecia adus datorit gurii de ungere d u = 8 mm, modulul de rezisten va fi:

;

M p max = 461, N*m; M p min = -93,07 N*m;

Coeficientul de siguran va fi:

, unde:

,

,

,

c = 4,08 > c admisibil = 3

4.3.5. Verificarea la oboseal a braului manivelei

Braul arborelui cotit este supus la solicitri variabile de ncovoiere, ntindere, compresiune i torsiune.

Coeficientul de siguran se determin la mijlocul laturii mari a seciunii tangente la fusul palier.

, unde:

iar

;

;

,

unde:

Z s max = 18325,26 N;

Z s min = -15266,07 N;

b = 60 mm;

h = 17 mm;

a = 15 mm;

;

;

Coeficientul de siguran va fi:

, unde:

,

,

,

;

La torsiune vom avea:

, unde:

;

;

T max = 8230 N;

T min = -6671,9 N;

Deci vom avea:

;

;

Cu aceste valori calculate vor rezulta:

;

;

Coeficientul de siguran la torsiune se determin cu relaia urmtoare:

Coeficientul global de siguran este:

4.4. CALCULUL PISTONULUI

4.4.1. Dimensiunile principale

Se alege un piston cu fust scurt, din considerente de reducere a forelor de inerie care acioneaz asupra arborelui cotit. Forma constructiv a pistonului este prezentat n figura 4.2.

Fig. 4.2.

Se adopt urmtoarele dimensiuni constructive ale pistonului:

D = 80 mm;

H c = 66 mm;

h = 5 mm;

h c = 2,5 mm;

( = 8 mm;

L m = 46 mm;

L p = 20 mm;

D c i = 22 mm;

b = 22 mm;

d = 68 mm;

c = 60 mm;

Se adopt ca material Si2CuMgNi, matriat, cu urmtoarele proprieti:

- conductivitatea termic:

;

- coeficient de dilatare termic:

;

- modulul de elasticitate

;

- duritate:- la 293 K

90... 120 HB;

- la 523 K

30... 40 HB;

- rezistenta de rupere la traciune:- la 293 K280... 320 N / mm2;

- la 523 K100... 140 N / mm2;

- alungirea relativ de 1... 3 %;

- rezistenta de rupere la oboseal:- la 293 K110... 140 N / mm2;

- la 523 K95 N / mm2;

4.4.2. Calculul capului pistonului

Capul pistonului se verific n ipoteza c acesta este o plac circular ncastrat pe contur, de grosime constant, ncrcat cu o sarcin uniform, data de presiunea maxima a gazelor din cilindru.

, unde:

;

D c i = 22 mm;

( = 8 mm;

;

(p a d are valoarea corespunztoare pentru aliaje de Al).

4.4.3. Calculul zonei port - segmeni

Solicitrile umrului port-segment (L p-L m) sunt ncovoierea i forfecarea. Tensiunea la ncovoiere: , unde:

;

;

h c = 2,5 mm;

p g max = p max , p max = 6,67 N / mm 2;

Deci se obine tensiunea de ncovoiere:

;

Tensiunea de forfecare: ;

Efortul unitar echivalent:

;

< ( a d;

;

n dreptul segmentului de ungere se face o verificare la compresie datorit canalelor practicate n piston, cu scopul ungerii:

, unde;

,

.

4.4.4. Calculul mantalei pistonului

Se verific mantaua astfel nct presiunea specific (pmt), s nu depeasc o anumit valoare, determinat convenional, pentru a preveni ntreruperea (sau ruperea) peliculei de ulei. Presiunea specific se calculeaz cu urmtoarea relaie:

, unde:

;

A e v = aria suprafeei proiectate a poriunii evazate;

;

Deci p m t va avea valoarea:

< p a d; ( pt. turisme ).

Pentru asigurarea unei funcionri normale a pistonului este necesar ca jocul relativ n stare cald ntre piston i cilindru s fie:

's = 0,0020,003 n partea superioar a pistonului;

'i = 0,0010,002 n partea inferioar a mantalei.

4.5. CALCULUL BOLULUI

Bolul de piston este solicitat n timpul lucrului de o sarcin mecanic variabil ca valoare i sens iar n unele perioade de funcionare a motorului caracterul solicitrii se apropie de cel de oc. Micarea oscilant i temperatura relativ ridicat de la umerii pistonului determin condiii nefavorabile pentru realizarea unei frecri lichide: de aici i uzura accentuat a bolului. Aceste condiii impun ca miezul de bol s fie tenace, cu strat superficial dur i un grad de netezime foarte mare. n funcie de oelul din care se execut, bolul de piston se cementeaz la suprafa pe o adncime de 0,52 mm ori se clete superficial prin C.I.F. pe o adncime de 11,5 mm. Duritatea stratului superficial trebuie s fie HRC=58-65 , iar a miezului HRC=36.

Pentru calcul, bolul se consider o grind pe dou reazeme ncrcat cu o for uniform distribuit pe lungimea piciorului bielei. Schema de ncrcare se vede n figur. Convenional fora ce acioneaz asupra bolului se consider a fi fora maxim de presiune a gazelor diminuat de fora de inerie dat de masa pistonului.

4.5.1. Adoptarea dimensiunilor principale i a materialului

Se adopt un bol flotant, prezentat n figura 4.3.

Dimensiunile prezentate n figur sunt urmtoarele:

- d i b = 14 mm;

- d e b = 22 mm;

- l = 68 mm;

- l b = 28 mm;

- l p = 18 mm;

- j = 2 mm;

Fig. 4.3.

Se alege ca material un oel aliat, de cementare, 16MnCr5, care are urmtoarele proprieti:

- modulul de elasticitate

;

- limita de curgere

;

- limita de rupere la traciune

.

4.5.2. Verificarea la uzur

Se calculeaz fora ce acioneaz asupra bolului ca fiind fora maxim de presiune a gazelor, diminuat de fora de inerie a ansamblului piston. Cu aceasta for calculat se verific dac presiunile pe suprafaa piciorului bielei, respectiv pe suprafaa umerilor pistonului, s fie mai mici dect valorile admisibile pentru aceste presiuni.

, unde:

m p = 0,65 kg;

r = 0,0415 m = 41,5 mm;

( = 565,49 s -1 ( s-a calculat la cap. 4.1.3. )

( = 0,28

Se va obine ;

Presiunea pe suprafaa bolului cu piciorul bielei:

;

Presiunea pe suprafaa umerilor pistonului:

.

4.5.3. Verificarea la ncovoiere

Efortul unitar de ncovoiere maxim a bolului este:

, unde:

F = 24849,7 N;l b = 28 mm;

j = 2 mm;

d e b = 22 mm;

Verificarea la ncovoiere se face n condiiile solicitrii variabile a bolului. n acest sens, n capul bolului flotant, ncrcarea variaz dup un ciclu simetric.

Coeficientul de siguran la oboseal este:

, unde:

;

EMBED Equation.2 ;

;

;

;

Deci

< 2,2 (valoarea maxim admis).

4.5.4. Verificarea la forfecare

Verificarea se face n seciunile dintre prile frontale ale bosajelor pistonului i piciorul bielei.

, unde:

F = 24849,7 N;d i b = 14 mm;d e b = 22 mm;

( < ( a d = 220 N / mm 2.

4.5.5. Calculul la ovalizare

Se consider bolul ca fiind o grind curb n seciune transversal, ncrcat cu o sarcin distribuit sinusoidal.

Deformaia maxim de ovalizare se produce ntr-un plan normal pe axa bolului.

, unde:

l = 58 mm (lungimea total a bolului)

,

Forele care acioneaz asupra bolului sunt prezentate n figura 4.4.

Fig. 4.4

4.6. Calculul segmenilor

n ansamblul lor segmenii realizeaz etanarea pe baza efectului de labirint, cu alte cuvinte spatiile dintre segmeni permit destinderea treptat a gazelor i prelungesc drumul parcurs de acestea. Astfel n zona ultimului segment viteza de curgere si cantitatea de gaze scad pn la valori practic neglijabile

Se consider o eficient normal, dac presiunea gazelor dup ultimul segment reprezint 3-4% din valoarea presiunii n cilindru, iar volumul de gaze scpate este cuprins intre 0,21% din volumul ncrcturii proaspete admise n cilindri. Aceste valori se determina experimental.

Calculul segmentului urmrete stabilirea urmtoarelor obiective: determinarea presiunii medii elastice pentru stabilirea formei segmentului n stare liber i montat: determinarea celor dou dimensiuni de baz a segmentului: verificarea eforturilor unitare ce apar n segment la deschiderea lui astfel nct la montaj s nu depeasc valoarea admisibil: determinarea jocurilor la rece i la cald precum i verificarea rosturilor la cald pentru a preveni impactul ntre capete n timpul funcionrii.

Presiunea medie elastic:

Realizarea unei anumite repartiii a presiunii segmentului asupra oglinzii cilindrului impune o curbura variabila a fibrei medii a segmentului n stare liber. Trasarea fibrei medii a segmentului in stare libera se poate face lund in consideraie deplasrile relative radiale i unghiulare.

Verificarea eforturilor unitare de montaj:

La montaj prin desfacerea segmentului n seciunea opus capetelor apar tensiuni unitare maxime care trebuie calculate pentru a preveni ruperile.

Valorile admisibile pentru 'max = (40004500) N/mm24.7. Calculul bielei

4.7.1. Calculul piciorului bielei

Biela se execut din oel aliat 41MoCr11

n piciorul bielei n timpul funcionrii iau natere tensiuni de ntindere datorit forei de inerie a ansamblului piston.

Masa bielei: Masa piciorului: Masa capului: Masa capacului de biel: Fig. 4.7

Eforturile unitare de ntindere determinate de momentul ncovoietor i fora normal calculate anterior sunt:

k reprezint un coeficient ce ine seama de faptul ca fora Nc este preluat nu numai de piciorul bielei ci i de buca presat n ea.

Piciorul bielei, aa cum s-a precizat este solicitat i la compresiune de fora Fc.

n ipoteza c aceasta se repartizeaz dup o lege sinusoidal pe jumtatea inferioar a piciorului bielei, se vor obine nite eforturi unitare de compresiune n fibra interioar i exterioar cu o variaie precizat.

n seciunea de ncastrare C-C va apare un moment ncovoietor M'c calculabil cu urmtoarele relaii:

Eforturile de compresiune n piciorul bielei vor fi:

- n fibra exterioar

- n fibra interioar

Coeficientul de siguran se calculeaz cu relaia:

4.7.2. Calculul corpului bielei

Calculul corpului bielei se face n cel puin dou seciuni: n seciunea median I-I, iar dac seciunea variaz pronunat n lungul corpului bielei se face calculul i pentru seciunea II-II.

Corpul bielei este solicitat la ntindere compresiune i flambaj.

Efortul unitar de ntindere se calculeaz cu formula:

- pentru seciunea I-I: - pentru seciunea II-II: Efortul unitar de compresiune se calculeaz astfel:

n seciunea I-I fora Fc poate provoca flambajul bielei. Eforturile la flambaj n cele dou plane sunt aproximativ egale pentru dimensiuni ale seciunilor judicios alese; considernd corpul bielei ca o bar articulat la capete eforturile de flambaj sunt:

Efortul unitar la ntindere in corpul bielei n seciunea medie este:

4.7.3. Calculul capului bielei

Capul bielei se verific la ntindere sub aciunea forei de inerie.

Ipotezele de calcul sunt:

- fora de inerie se repartizeaz pe capac dup o lege sinusoidal;

- seciunea periculoas se afl n dreptul locaurilor uruburilor de biel;

- capul bielei este o bar curb continu, capacul fiind montat cu strngere;

- cuzineii se deformeaz mpreun cu capacul bielei prelund o parte din efort proporional cu momentul de inerie al seciunii transversale;

n aceast situaie efortul unitar de ntindere n fibra interioar este:

Se adopt: - momentul de inerie al capacului: - momentul de inerie al cuzinetului: - aria seciunii capacului: - aria seciunii cuzinetului: - momentul de rezisten al capacului:

Coeficientul de siguran pentru ciclul pulsator:

Deformaia capacului bielei:

4.7.4.Calculul uruburilor de biel

uruburile de biel sunt solicitate la ntindere de fora iniial Fsp i de fora de inerie a maselor n micare de translaie i a maselor n micare de rotaie care se afl deasupra planului de separaie dintre corp i capac.

uruburile de biel se execut din oel aliat pentru mbuntire 17CrNi12.

Pentru a asigura strngerea necesar cuzineilor, fora de strngere iniial a uruburilor trebuie s fie mai mare dect fora de inerie care revine unui urub.

innd seama de forele ce solicit uruburile de biel, acestea se dimensioneaz innd seama de solicitarea la ntindere i se verific la oboseal.

Diametrul fundului filetului se determin cu relaia:

Se adopt ds=8 mm.unde:

- coeficient de siguran;

- factor ce tine seama de solicitrile la torsiune

- factor ce tine seama de curgerea materialului

- limita de curgere a materialului uruburilor

Diametrul prii nefiletate:

Verificarea la oboseal se face innd cont de solicitare, care este pulsatorie.

Coeficientul de siguran:

II.5. CALCULUL SISTEMULUI DE DISTRIBUIE

Realizarea unei bune evoluii a gazelor arse i a unei umpleri ct mai bun a cilindrului cu gaze proaspete, respectiv deinerea unei diagrame de pompaj ct mai favorabil sunt n strict dependen de fazele de distribuie.

Valorile experimentale ale unghiurilor de nchidere i deschidere a supapelor sunt:

- admisia

- avans deschidere fa de PMS 20o

- ntrziere nchidere fa de PMI 35o

- evacuare

- avans deschidere fa de PMI 50o

- ntrziere nchidere fa de PMS 25o5.1. Parametrii principali ai distribuiei

- diametrul talerului supapei:

- diametrul canalului:

- diametrul tijei supapei:

Viteza de curgere a gazelor prin canal:

Aria seciunii efective de trecere:

Viteza de curgere a gazelor:

5.2. Profilarea camelor

Se folosesc came cu profil polinomial.

5.3. Calculul de rezisten al pieselor mecanismului

Masele reduse ale mecanismului.

5.4. Calculul arcurilor supapei.

Arcurile trebuie s menin supapa nchis i s asigure legtura cinematic ntre ea i cam cnd forele de inerie tind s desprind tachetul de pe cam, la orice regim de funcionare.

Fora minim a arcului (F0) se determin din condiia nedeschiderii supapei de evacuare la depresiunea din cilindru.

5.4.1 Dimensiunile arcului

Diametrul mediu:

Se adopt din motive constructive diametrul spirei:

Momentul care solicit spirele la torsiune:

Efortul unitar maxim de torsiune n spire:

Sgeata arcului:

Modul de elasticitate transversal:

Sgeata maxim:

Numrul de spire active:

Se adopt:

spire

Pasul spirei n stare liber:

Lungimea arcului la deschiderea supapei:

Lungimea arcului la nchiderea supapei:

5.5. Calculul arborelui de distribuie

Arborele de distribuie se verific la presiunea de contact pe suprafaa activ a camei la ncovoiere i torsiune. Fora care acioneaz asupra camei este:

Sgeata de ncovoiere:

Verificarea la flambaj:

Efortul unitar de strivire:

PAGE \# "'Page: '#''"

_951923474.unknown

_989922304.unknown

_989926279.unknown

_989932595.unknown

_990293161.unknown

_990293708.unknown

_990293936.unknown

_990294461.unknown

_1022087394.unknown

_1022087458.unknown

_1022087586.unknown

_1022087870.unknown

_1022087415.unknown

_990294507.unknown

_990306156.doc

tc

100

_1022087365.unknown

_990294584.unknown

_990294478.unknown

_990294293.unknown

_990294392.unknown

_990294422.unknown

_990294382.unknown

_990294178.unknown

_990294193.unknown

_990293962.unknown

_990293812.unknown

_990293901.unknown

_990293915.unknown

_990293848.unknown

_990293738.unknown

_990293748.unknown

_990293711.unknown

_990293315.unknown

_990293663.unknown

_990293683.unknown

_990293641.unknown

_990293202.unknown

_990293249.unknown

_990293176.unknown

_990292729.unknown

_990292988.unknown

_990293110.unknown

_990293150.unknown

_990293051.unknown

_990292920.unknown

_990292953.unknown

_990292738.unknown

_989950517.doc

5.5

_990292660.unknown

_990292689.unknown

_990292699.unknown

_990292668.unknown

_990292535.unknown

_990292562.unknown

_989950528.doc

1

_989950642.doc

=

C

1.658

_990292512.unknown

_989950559.doc

0.2

_989950521.doc

0.8

_989950423.doc

A

s

.

ds

2

4

_989950486.doc

max

Fs

A

s

_989950513.doc

400

_989950440.doc

=

v

16.007

_989950445.doc

=

m

656.3

_989950435.doc

=

min

640.293

_989950383.doc

min

Fsp

A

s

_989950400.doc

m

max

min

2

_989950413.doc

=

A

s

47.991

_989950396.doc

v

max

min

2

_989950368.doc

=

max

672.308

_989930947.unknown

_989931542.unknown

_989931548.unknown

_989932565.unknown

_989931545.unknown

_989931535.unknown

_989931538.unknown

_989931440.unknown

_989928464.unknown

_989930216.unknown

_989930360.unknown

_989928927.unknown

_989927229.unknown

_989928440.unknown

_989926367.unknown

_989924282.unknown

_989924925.unknown

_989925628.unknown

_989925876.unknown

_989926076.unknown

_989925766.unknown

_989925281.unknown

_989925416.unknown

_989925459.unknown

_989925315.unknown

_989925113.unknown

_989924790.unknown

_989924826.unknown

_989924907.unknown

_989924806.unknown

_989924656.unknown

_989924674.unknown

_989924600.unknown

_989923850.unknown

_989924053.unknown

_989924194.unknown

_989924257.unknown

_989924161.unknown

_989923949.unknown

_989923955.unknown

_989923872.unknown

_989922957.unknown

_989923624.unknown

_989923817.unknown

_989923493.unknown

_989922516.unknown

_989922910.unknown

_989922692.unknown

_989922331.unknown

_989922405.unknown

_951945346.unknown

_951959942.unknown

_989920265.unknown

_989920769.unknown

_989921548.unknown

_989921717.unknown

_989922289.unknown

_989920819.unknown

_989920537.unknown

_989920618.unknown

_989920348.unknown

_951967009.unknown

_951970559.unknown

_951971815.unknown

_958921538.unknown

_958921595.unknown

_951972067.unknown

_951972493.unknown

_951972267.unknown

_951971929.unknown

_951970841.unknown

_951970975.unknown

_951970738.unknown

_951970411.unknown

_951970440.unknown

_951970277.unknown

_951965232.unknown

_951966604.unknown

_951966671.unknown

_951966538.unknown

_951960226.unknown

_951960581.unknown

_951960063.unknown

_951946966.unknown

_951957346.unknown

_951958495.unknown

_951959871.unknown

_951958104.unknown

_951957159.unknown

_951957254.unknown

_951955889.unknown

_951945835.unknown

_951946692.unknown

_951946832.unknown

_951946087.unknown

_951945678.unknown

_951945679.unknown

_951945677.unknown

_951928969.unknown

_951931289.unknown

_951931755.unknown

_951931917.unknown

_951945234.unknown

_951931816.unknown

_951931622.unknown

_951931713.unknown

_951931290.unknown

_951930305.unknown

_951930798.unknown

_951931287.unknown

_951931288.unknown

_951930813.unknown

_951930660.unknown

_951929496.unknown

_951929552.unknown

_951929098.unknown

_951927947.unknown

_951928620.unknown

_951928807.unknown

_951928861.unknown

_951928734.unknown

_951928334.unknown

_951928574.unknown

_951928154.unknown

_951925748.unknown

_951927122.unknown

_951927399.unknown

_951926479.unknown

_951923774.unknown

_951925600.unknown

_951923548.unknown

_951848209.unknown

_951862984.unknown

_951918115.unknown

_951922030.unknown

_951922951.unknown

_951923127.unknown

_951922866.unknown

_951921854.unknown

_951921910.unknown

_951918416.unknown

_951894325.unknown

_951895338.unknown

_951914841.unknown

_951894908.unknown

_951894190.unknown

_951894269.unknown

_951890183.unknown

_951853554.unknown

_951855356.unknown

_951855804.unknown

_951855900.unknown

_951855413.unknown

_951854575.unknown

_951854660.unknown

_951854001.unknown

_951852071.unknown

_951852613.unknown

_951853295.unknown

_951852420.unknown

_951849222.unknown

_951849377.unknown

_951849123.unknown

_951830539.unknown

_951841275.unknown

_951842117.unknown

_951843080.unknown

_951847979.unknown

_951842880.unknown

_951841650.unknown

_951841858.unknown

_951841478.unknown

_951837922.unknown

_951839870.unknown

_951839957.unknown

_951838725.unknown

_951837750.unknown

_951837865.unknown

_951837169.unknown

_951814433.unknown

_951821897.unknown

_951823450.unknown

_951830232.unknown

_951822284.unknown

_951818709.unknown

_951821228.unknown

_951816184.unknown

_951808139.unknown

_951809120.unknown

_951814114.unknown

_951808529.unknown

_951806553.unknown

_951807901.unknown

_951804205.unknown