Cap 13 Proiectarea Mecanismului de Distribuýie

8/19/2019 Cap 13 Proiectarea Mecanismului de Distribuýie

1/21

13. PROIECTAREA MECANISMULUI DEDISTRIBUŢIE

13.1. Principii de proiectare

Mecanismul de distribuţie este un subsistem al motorului cu ardere internă care asigurărealizarea schimbului de gaze dintre cilindrul motor şi mediul exterior, respectiv umplereacilindrului cu încărcătură proaspătă şi evacuarea produselor de ardere. Această funcţie esterealizată prin deschiderea şi închiderea periodică a orificiilor de admisie şi evacuare.

Mecanismele de distribuţie pot fi clasificate din punct de vedere al modului de realizare aschimbului de gaze în mecanisme de distribuţie cu supape, folosite la toate motoarele în 4 timpirealizate în prezent, şi mecanisme de distribuţie cu lumini sau ferestre!, folosite la unele

mecanisme de distribuţie la motoarele în doi timpi. "a motoarele cu mecanism de distribuţie cusupape transmiterea mişcării la supape se face de la un arbore special numit arbore cu came.Arborele cu came al mecanismului de distribuţie poate fi dispus în blocul motor sau în chiulasă.

#ispunerea în blocul motor oferă avanta$ul antrenării directe de la arborele cotit printr%o pereche de roţi dinţate această variantă asigur&nd o legătură rigidă şi fiabilă între arborele cu cameşi arborele cotit dar zgomotul în timpul funcţionării este relativ mare. 'n cazul în care arborele cucame este prea depărtat de arborele cotit se foloseşte pentru transmisie un lanţ sau o curea dinţată.Acest tip de dispunere se foloseşte acum în special la motoarele mari, destinate echipăriiautocamioanelor, şi la modelele vechi de motoare pentru autoturisme.

#ispunerea arborelui cu came în chiulasă oferă avanta$ul reducerii numărului decomponente al mecanismului de distribuţie nu mai sunt necesare ti$ele împingătoare!, are un

zgomot mult mai redus în timpul funcţionării şi asigură o antrenare elastică a mecanismului dedistribuţie, în cazul folosirii curelelor dinţate elastice. (n dezavanta$ al acestui tip de angrenareeste necesitatea schimbării după perioade riguroase de timp a curelei de distribuţie.

#e regulă antenarea arborelui cu came se face de la partea opusă a volantului deoareceaceasta permite montarea unei roţi dinţate conducătoare mai mici. "a unele motoare în doi timpicu roţi dinţate conducătoare de dimensiuni mari se poate folosi antrenarea din partea volantei care

prezintă avanta$ul că fazele de distribuţie nu sunt influenţate de oscilaţiile torsionale, acestea fiindabsorbite de către volant.

)entru îmbunătăţirea coeficientlui de umplere al cilindrului se pot folosi mai multe supape pe cilindru ca în figura *+.+. "a aceste construcţii însă se pun probleme la antrenarea arborilor cucame în cazul acţionării directe. metodă foarte simplă de a asigura antrenarea unei perechi de

arbori cu came este prezentată de firma --A care propune antrenarea celui de%al doilea

/ig.*+.*. 'mbunătăţirea coeficientului deumplere folosind mai multe supape pecilindru.

/ig.*+.0. 1oluţie compactă de antrenare a doiarbori cu came dispuşi în cap.

0**


2/21

arbore cu came folosind mişcarea primului arbore de la care, prin antrenare folosind o pereche de

roţi dinţate, mişcarea a$unge la cel de%al doilea arbore cu came. 1oluţia constructivă este prezentată în figura *+.4.

2onstrucţia principalelor elemente ale distribuţiei se determină din condiţiile de funcţionareastfel3

1upapele sunt supuse unor sarcini dinamice şi temperaturi ridicate, aceste condiţiinecesit&nd un material foarte rezistent. )entru acestea se folosesc oţeluri aliate cu 2r 5! şi 1i+,65!.

/orma supapei trebuie aleasă astfel înc&t să asigure o rigiditate ridicată şi în acelaşi timp să provoace pierderi gazodinamice minime pe traiectul de admisie.

1upapele dispuse în evacuare trebuie să aibă ti$a cu un diametru mai mare şi bucşa deghidare c&t mai lungă pentru a uşura evacuarea căldurii. "a motoarele cu încărcare termică

ridicată se introduce în interiorul ti$ei supapei 7a care se topeşte la o temperatură de 8 92elsius şifavorizează evacuarea căldurii prin ti$ă după cum se arată în fig. *+.8.

"a supapele de admisie bucşa de ghidare nu trebuie să intre mult în canal pentru a nu provoca pierderi gazodinamice pe traseul de admisie. 2onstrucţia unei supape normale este prezentată în fig. *+.:.

(nghiul γ este de obicei de 46 grade, dar la unele supape de admisie poate fi şi de +9grade. Acest unghi la supapă de face cu 9,6;*,9 grad mai mic dec&t unghiul scaunului de supapă

pentru a asigura un contact bun între supapă şi scaun şi în acelaşi timp pentru a prote$a suprafaţaconică a supapei de gazele arse în timpul c&t aceasta este închisă.

"ăţimea suprafeţei de etanşare se recomandă să fie în următoarele limite3b d c= ⋅ , , !9 96 9*0 *+.*!

unde3 d c%diametrul canalului de admisie sau evacuare în poarta supapei.#iametrul d c trebuie să fie între anumite limite, respectiv3

d Dc = ⋅ , , !9 69 9 64 *+.0!

/ig.*+.6. 1upapă cu 1odiu în interior. /ig.*+.


3/21

unde3 D%aleza$ul cilindrului.=aza de racordare a capului supapei cu ti$a se recomandă să fie3

r d c c= ⋅ , , !9*< 9 06 *+.+!#iametrul ti$ei d se alege după mărimea forţelor laterale la care este solicitată ti$a. 'n cazul

acţionării prin tachet, caz în care nu apar forţe laterale, se recomandă3d d c= ⋅ , .. ,06!9 *< 9 *+.4!

'n cazul acţionării directe de la camă, distribuţie în cap!, grosimea ti$ei se măreşte astfel3d d c= ⋅ , , !9 +9 9 49 *+.6!

"ungimea ti$ei depinde de dispunerea supapelor şi variază în limite largi, funcţie demărimea arcurilor, de lungimea bucşelor de ghidare, etc.. 'n general se recomandă3

l d c= ⋅ , , !0 6 +6 *+.

de 9,*:;9,06!d c şi se montează cu o str&ngere de 9,99*6;9,99+6! din diametrul său exterior.>ucşele de ghidare au grosimi de perete între 0,6;4,9!mm şi lungimi de *,86;0,69!

d c, în funcţie de lungimea ti$ei supapei.Arcurile se fac din s&rmă de oţel pentru arcuri, Arc4, Arc6, de +;6!mm diametru şi se

montează uneori c&te două pentru a reduce înălţimea chiulasei. "a motoarele de turaţii foarteridicate se pot folosi în locul arcurilor două came alăturate, una pentru deschiderea supapei şicealaltă pentru închiderea ei.

Arborele cu came se spri$ină pe trei fusuri. 'n cazul amplasării lui în interiorul bloculuimotor trebuie avut în vedere ca razele fusurilor să fie mai mari dec&t raza maximă a camei iar

pentru uşurarea montării acestea trebuie să aibă dimensiuni descrescătoare de la un capăt lacelălalt. 'n cazul amplasării lor în chiulasă nu mai trebuiesc respectate aceste considerente dar fusurile trebuie să reziste solicitărilor complexe care apar în timpul funcţionării mecanismului dedistribuţie.

"a motoarele cu cilindrii dispuşi în ?, c&nd supapele ambelor r&nduri de cilindri suntacţionate de un singur arbore cu came, dispus în carter deasupra arborelui cotit, la calculul

unghiului de dispunere al camelor trebuie să se ia în considerare şi unghiul dintre axele tacheţilor dacă acesta este diferit de unghiul dintre axele cilindrilor. (nghiul dintre v&rfurile camelor va fi înacest caz3

ϕ γ α

= ±T 0

*+.8!

unde3 α %este decala$ul ciclurilor la doi cilindri cu funcţionare succesivă@γ T %unghiul dinre axele tacheţilor. 1emnul B se ia c&nd cilindrul ce urmează să intre

în funcţiune este decalat înapoi faţă de sensul de rotaţie al arborelui cu came iar semnul %

/ig. *+.*9. 1ecţiune printr%un tachet hidraulic./ig.*+.. Cocul dintre ti$ă şi tachet prinfolosirea razelor diferite de racordare.

0*+


4/21

c&nd acesta este în faţă.-acheţii motoarelor pentru automobile şi tractoare sunt solicitaţi de forţe laterale transmise

de la camă şi uneori au o formă bombată. 'n cazul dispunerii arborelui cu came în cap aceştiatrebuie să fie prevăzuţi cu posibilitate de reglare a $ocului dintre camă şi tachet similar $oculuiculbutor%supapă!. )entru aceasta există în prezent două soluţii uzuale3 dispunerea în capultachetului a unei plăcuţe de uzură calibrată, care atunci c&nd este necesar poate fi schimbată saufolosirea unor tacheţi hidraulici care compensează prin construcţie $ocurile ce apar în ansamblul

tachet%supapă. 1ecţiunea printr%un astfel de tachet este prezentată în figura *+.**. -acheţiihidraulici pot fi folosiţi pentru realizarea distribuţiei variabile control&nd presiunea de ulei cea$unge în tachet.

=azele de curbură ale suprafeţei de lucru sunt în limitele RD899;*999!mm, iar cameleau în acest caz generatoarea înclinată faţă de axa arborelui cu unghiuri de 8;*6!.

"a motoarele cu arborele de distribuţie în bloc se presează uneori bucşe de ghidare pentrutacheţi sau se prelucrează direct în blocul motor aceste ghida$e. >ucşile de ghidare sunt folosite lamotoarele cu blocul din alia$e de aluminiu.

-i$a împingătoare se foloseşte la motoarele cu supapele în cap şi arborele cu came dispusîn bloc. )entru a asigura $ocul necesar între ti$ă şi tachet trebuie ca raza locaşului sferic din tachetsă fie mai mare dec&t raza capului sferic al ti$ei ca in figura *+.*0. Cocul trebuie să fie de

9,*..9,+!mm şi poate fi obţinut şi prin selectarea după toleranţe a ti$elor şi tacheţilor. -i$aîmpingătoare se construieşte tubulară pentru a fi de masă redusă, iar la ambele extremităţi se

presează sau se ambutisează chiar din acelaşi tub, capete sferice prin care se articulează cutachetul şi culbutorul. 1e folosesc oţelui aliate 2r%7i.

2ulbutorul se face în general sub forma celui prezentat în fig. *+.*4. "a capătulculbutorului acţionat de ti$ă se prevede un şurub pentru reglarea $ocului iar cel care acţioneazăasupra ti$ei supapei se face sub formă semicilindrică. =aportul braţelor se alege între următoarelelimite3

l l s t = ⋅ , , !* 0 *: *+.:!Arborele culbutorilor este de obicei fix şi fiecare culbutor se spri$ină pe arbore printr%o

bucşă.

"a motoarele cu mai multe supape pe cilintru pentru admisie sau evaluare se folosescuneori culbutori sub formă de furculiţă pentru acţionarea simultană a mai multor supape. Mişcareade la camă a$unge la coada furculiţei iar degetele acesteia acţionează ti$ele supapelor.

/ig.*+.*+. 2ulbutorul.

0*4


5/21

13.2. Ae!erea "a#eor de di$tri%&'ie.

=ealizarea unei bune evacuări a gazelor arse şi a unei umpleri c&t mai bune a cilindrului cugaze proaspete, respectiv obţinerea unei diagrame de pompa$ c&t mai favorabile, sunt directdependente de fazele de distribuţie.

Astfel deschiderea supapei de evacuare trebuie să se facă cu un avans optim pentru a seconsuma un lucru mecanic minim la evacuarea gazelor arse şi a se pierde c&t mai puţin lucrumecanic de destindere a gazelor.

'nchiderea supapei de evacuare trebuie să se realizeze cu o înt&rziere optimă pentru a sefructifica la maxim efectul inerţiei coloanei de gaze p&nă ce acesta este anulat de depresiuneaformată în cilindru.

#eschiderea supapei de admisie necesită un avans optim la care se asigură trecerea uneicantităţi c&t mai mici de gaze arse din cilindru în conducta de admisie, pierderi gazodinamice c&tmai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie şi în final o umplere c&t maicompletă a cilindrului cu gaze.

'nchiderea supapei de admisie trebuie realizată cu o astfel de înt&rziere înc&t să se utilizezela maxim, în folosul umplerii, efectul inerţional al coloanei de gaze proaspete.

Aceste considerente duc la valori optime experimentale ale unghiurilor de deschidere şiînchidere a supapelor pentru fiecare regim de funcţionare turaţie, sarcină!. ?alorile medii aleacestor unghiuri, pentru motoare în 4 timpi, sunt date în tabelul *+.* iar pentru motoarele în 0timpi în tabelul *+.0.

Ta%e& 13.3.

Admisie Evacuare

-ipul MotoruluiAvans la

deschidere faţăde )MF grade

=A2

'nt&rzierea laînchidere faţăde )ME grade

=A2

Avans ladeschidere faţăde )ME grade

=A2

'nt&rzierea laînchidere faţăde )MF grade

=A2

M.A.1. *9;*4 09;46 +9;69 *9;+6M.A.2. *9;+9 46;89 46;89 *9;+9Motoare cu gaze +9;+6 49;69 49;46 06;+6

Ta%e& 13.(.

-ipulMotorului

rganul de distribuţie #eschiderea înaintede )ME grade =A2

'nchiderea după)ME grade =A2

Evacuare prin lumini 69;


6/21

Aria secţiunilor de trecere a canalelor se verifică în primă aproximaţie la o viteză medie agazelor în ipoteza că pistonul se deplasează cu viteză constantă, supapele nu există, iar gazele suntincompresibile. )e baza ecuaţiei de continuitate rezultă următoarele expresii ale vitezelor convenţionale3

%pentru canalul de admisie3

′ = ⋅⋅

= ⋅⋅

V V A

i AV

D

i d a p

p

a ca

p

a ca

0

0 *+.!

%pentru canalul de evacuare 3

′ = ⋅⋅

= ⋅⋅

V V Ai A

V Di d

e p

p

e ce

p

e ce

0

0 *+.*9!

unde3 V' a, V' e %vitezele convenţionale în canalele de admisie, respectiv de evacuare@V p%viteza medie a pistonului@ia, ie%numărul supapelor de admisie, respectiv de evacuare@ Aca, Ace%aria secţiunii de trecere a canalului de admisie, respectiv de evacuare@d ca, d ce%diametrele canalelor de admisie, respectiv de evacuare@ A p, D%aria capului pistonului, respectiv diametrul pistonului.

1e recomandă următoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime3′ =V a !49 :9 mGs

′ =V e !89 *99

mGs'năţimea ridicării supapei este limitată de condiţiile egalităţii ariei de trecere pe sub supapă,

la deschiderea completă a acesteia, cu aria secţiunii canalului înainte de supapă. Aria secţiunii detrecere pe sub supapă se calculează după schema din fig.*+.*


7/21

%pentru supapa de evacuare3

′′= ⋅⋅

V V A

i Ae p

p

e emax

*+.*4!

"imite mai restr&nse se prevăd pentru supapa de admisie, viteza recomandată fiind′′=V a 89 9 mGs. 1e recomandă pentru înălţimea maximă a ridicării supapei următoarele valori3

h d cmax , , != ⋅9*: 9 +9

.Aria reală a secţiunii de trecere la o supapă de diametru şi unghi γ date, variază cu

înălţimea de ridicare, care la r&ndul ei depinde de fazele de distribuţie şi de profilul camei. datăcu mărirea fazelor de distribuţie creşte înălţimea medie de ridicare a supapei. )rofilul cameidetermină legea de ridicare a supapei în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui de distribuţie,astfel afect&nd caracteristica de debit a supapei măsurată prin crono%secţiune, adică3

A dt t

t

⋅∫ *

0

unde3 t 1, t 2%timpii de început şi sf&rşit ai procesului de admisie sau evacuare.?olumul de gaze ce trece prin supapă fiind V h crono%secţiunea reală se poate verifica

printr%o viteză medie a curentului şi anume3

′′′=⋅ ⋅

= ⋅ ⋅ −

⋅ ⋅= ⋅

⋅∫ ∫

V V

i A dt

V A t t

i A dt

V A

i Aa

h

a a

t

t p

p

a a

t

t p

p

a med

*

0

*

0

0 * !

*+.*6!

unde3 A

A dt

t t a

a

t

t

med =

⋅

−

∫ *

0

0 *

.

?iteza ′′′V a variază în limite largi, respectiv pentru M.A.1. ′′′V a D9;*69!mGs iar pentru

M.A.2. se recomandă ′′′V a D:9;**9!mGs.2rono%secţiunea pentru supapa de evacuare la motoarele în patru timpi nu se verifică de

obicei iar profilul camei se alege la fel ca la supapa de admisie. #eterminarea numerică a crono%secţiunii se poate face prin calculul secţiunii Aa în funcţie de timp, care se poate determina analiticsau de pe curba de ridicare a supapei în funcţie de unghiul de rotaţie al camei.

13.(. Cac&& cine)atic *i dina)ic a )ecani$)&&i de di$tri%&'ie.

2alculul cinematic al mecanismului de distribuţie presupune determinarea profilului camei

folosită pentru comada deschiderii supapelor, trasarea curbelor de variaţie a ridicării, vitezei şiacceleraţiei tachetului care vor fi apoi folosite în calculul dinamic şi de rezistenţă al pieselor cecompun mecanismul de distribuţie. #upă modul de variaţie al acceleraţiei tachetului camele pot fiHcu şocH, atunci c&nd variaţia acceleraţiei prezintă puncte de discontinuitate, şi Hfără şocH atuncic&nd aceasta nu are nici un punct de discontinuitate. (n punct de discontinuitate pe curba devariaţie a acceleraţiei înseamnă din punct de vedere practic un şoc foarte mare în funcţionareamecanismului de distribuţie. #in acest motiv la motoarele de turaţie ridicată şi tot mai des la celenou proiectate se folosesc came Hfără şocH al căror curbe de variaţie a acceleraţiei nu prezintădiscontinuităţi şi deci nu vor genera şocuri mari în funcţionare.

2amele Hfără şocH sau cu variaţie continuă a acceleraţiei se profilează după diferite metodecum sunt3 metoda Iurz, metoda #ulleJ, metoda sinusoidală, metoda parabolică, etc.

#atele iniţiale de proiectare pentru profilarea camei sunt înălţimea maximă de deschidere asupapei hmax, în mm, şi durata deschiderii supapei θ , în 9=A2. #acă este folosit un mecanism deantrenare cu p&rghie culbutor! de la tachet la supapă, din înălţimea maximă de ridicare a supapei

0*8


8/21

se deduce înălţimea ridicării tachetului h h l

l T

T

S max max

= ⋅ altfel h hT max max= .

#urata deschiderii supapei serveşte la determinarea unghiului de acţiune al camei ϕ care secalculează după relaţiile din tabelul *+.6.

Ta%e& 13. +.

-ipul motorului 0 -impi 4 -impi

ϕ θ

θ

0'n paragrafele următoare sunt prezentate modalităţile de calcul pentru diferite profile de

camă.

13.,.1. Pro"i& din arce de cerc.

A! 2onstruirea profilului camei din arce de cercModul de construire al profilului camei din arce de cerc este prezentat în figura *+.*.

=aza r 0 determină cercul de bază al camei şi se stabileşte din condiţia obţinerii unei rigidităţisuficiente a arborelui de distribuţie. 2a valori pentru proiectare se pot lua3

r hT 9 *6 0 9= ⋅ , , ! max *+.*


9/21

=azele respective se pot calcula şi folosind formulele următoare3

r

D r r D r

r r D*

0

9

0

0

0

9

9 0

00

00

=+ − − ⋅ ⋅ ⋅

⋅ − − ⋅

cos !

cos !!

ϕ

ϕ *+.*8!

r r h r r r r h r r

r h r r r

T T

T

0

9

0 0

* 9

0

*

0

9 * 9

9 * 9 *

0 0

00

= + + − − + ⋅ + ⋅ − ⋅⋅ + + − ⋅ −

! ! ! ! cos !

K ! cos ! L

max max

max

ϕ

ϕ *+.*:!

unde3 D r h r T = + −9 0max>! 2alculul cinematic al tachetului.1paţiul h parcurs de tachet sub acţiunea unei came din arce de cerc se calculează pe

porţiuni în funcţie de raza cercului cu care tachetul se află în contact r 1 sau r 2 !, folosindu%sedatele din fig.*+.04. )rima porţiune de calcul corespunde arcului A>, respectiv unghiului la centruO* = α max . )entru un unghi oarecare α ridicarea tachetului va fi3

h r r T * * 9 *= − ⋅ − ! cos !!α *+.*!

(nghiul maxim al primei porţiuni este determinat de relaţia3sin ! sin !maxα

ϕ = ⋅−0 * 0

D

r r *+.09!

#eplasarea tachetului pe a doua porţiune, respectiv pe arcul de rază r 2, se determinămăsur&nd unghiul de rotire a camei de rază 2, consider&nd rotirea camei în sens invers.

)entru un unghi oarecare β , spaţiul parcurs de tachet este3h h DT T 0 *= − ⋅ −max cos !!β *+.0*!

unde unghiul

β ϕ

α max max= −0

*+.00!

=aza minimă a talerului tachetului se determină din condiţia ca în poziţie extremă cama săvină în contact cu tachetul pe toată lăţimea fig.*+.06.

#acă cama este dezaxată longitudinal fată de axa tachetului cu distanţa a, raza minimă atalerului este3

/ig.*+.00. ?ariaţia grafică a parametrilor h, V , j pentru cama în arce de cerc.

O

O'

a

b

B B'

/ig.*+.0+. Modul de calcul a razei minime atachetului.

0*


10/21

r O B a b

T min != ′ + +0 0

0*+.0+!

unde ′ = −

− ⋅ ⋅O B

r r

r r D* 9

* 00

sin !ϕ

=elaţiile de calcul ale vitezelor, acceleraţiilor precum şi a acceleraţiilor maxime sunt prezentate în tabelul *+.8.

Ta%e& 13.-.

?iteza Acceleraţia Acceleraţia maximă

)rima porţiune V r r T k * 9 *= ⋅ − ⋅ω α ! sin j r r T k *0

* 9= ⋅ − ⋅ω α ! cos j r r T k *0

* 9max

!= ⋅ −ω

A doua porţiune V DT k 0 = ⋅ ⋅ω β sin j DT k 00= − ⋅ ⋅ω β cos j DT k 0

0

max

= − ⋅ω

'n cazul folosirii unui mecanism de distribuţie cu culbutori, înălţimea de ridicare, viteza şiacceleraţia, în cazul negli$ării deformaţiilor elastice care apar în mecanism, pentru supapă vor fi3

h h l

l V V

l

l j j

l

l T

S

T

T S

T

T S

T

= ⋅ = ⋅ = ⋅@ @ . =eprezentarea grafică a parametrilor h, V şi j este dată

în fig.*+.0unde3 p,q,r , s sunt exponenţi succesivi determinaţi în progresie aritmetică de raţie p2@ϕ este unghiul curent al camei considerat de la v&rful acesteia@

φ este unghiul total al profilului camei@C C C C C p q r s0 , , , , sunt constante ce se determină din condiţiile iniţiale. Aceştia auurmătoarele expresii3

C p q r s

p q r s0

0 0 0 0=

− ⋅ ⋅ ⋅− ⋅ − ⋅ − ⋅ − ! ! ! ! *+.08!

C q r s

p q p r p s p p =

⋅ ⋅ ⋅− ⋅ − ⋅ − ⋅ −

0

0 ! ! ! !*+.0:!

C p r s

q q p r q s qq =

− ⋅ ⋅ ⋅− ⋅ − ⋅ − ⋅ −

0

0 ! ! ! !*+.0!

C p q s

r r p r q s r r =

⋅ ⋅ ⋅− ⋅ − ⋅ − ⋅ −

0

0 ! ! ! !*+.+9!

C p q r

s s p s q s r s =

− ⋅ ⋅ ⋅− ⋅ − ⋅ − ⋅ −

0

0 ! ! ! !*+.+*!

009


11/21

?ariaţia grafică a mărimilor h, V şi j pentru diferite valori ale raţiilor progresiei aritmeticeeste prezentată în figura *+.0.

"a motoarele cu turaţii ridicate se obţin rezultate mai bune folosind p c&t mai mare. #e

asemenea p trebuie să fie un număr par.

-10,00

-5,00

0,00

5,00

10,00

15,00

20,00

25,00

-60 -50 -40 -30 -20 -10 0

alfa raportat la vârful camei

m m , m / s 2

í’

í

íM

í+

í

íæ

í!

í"

í#

í$

í%

í

mm / s

& 'p-2(4)

& 'p-2(*)& 'p-2(12)

'p-2(4)

'p-2(*)

'p-2(12)

'p-2(4)

'p-2(*)

'p-2(12)

/ig. *+.08. ?ariaţia grafică a parametrilor h, V , j pentru cama polimomială

/ig.*+.0:. ?ariaţia grafică a parametrilor h, V , j pentru cama Iurtz

00*


12/21

13./.3. Pro"i& ca)ei "r *oc 0&r#.

)entru determinarea cinematicii camelor după metoda Iurz se impune pentru legeaacceleraţiei următoarea formă3 sfert de cosinusoidă, $umătate de sinusoidă, sfert de sinusoidă şi oramură de parabolă. =eprezentarea grafică a legilor de mişcare pentru tachet conform metodeiIurz este prezentată în figura *+.+9.

)entru descrierea matematică a relaţiilor se folosesc următoarele notaţii3 ! T %înăţimea maximă de ridicare a tachetului@ ! 9 9*6 9 49= , , ! KmmL%înălţimea de preluare a $ocului de pe partea tachetului@ϕ %este unghiul curent al camei considerat de la începutul profilului@Φ %este unghiul total al profilului camei@Φ9%intervalul de preluare al $ocului N9 @Φ Φ Φ* 0 +, , %zonele active ale camei. )entru acestea se recomandă următoarele valori3

Φ

Φ Φ

Φ Φ Φ

9

0 +

0 + *

+9 49

9 * 9 *6

* 6 + 9

≈

= ⋅

+ = ⋅

o o.. @

, .. , ! @

, .. , ! .

*+.+0!

)entru calculul unghiurilor camei trebuie considerată următoarea relaţie3Φ Φ Φ Φ Φ= ⋅ + + +0 9 * 0 + ! *+.++!

2alculul mărimilor cinematice pentru cele 4 zone ale profilului de ridicare al camei se poate efectua după relaţiile prezentate în tabelul *+. a, b, c.

Ta%e& 13.1.

Oona =idicareΦ9 !

9

9

*0

⋅ −⋅

⋅ cos !!π

ϕ Φ

Φ* ! C C 9 ** *0*

+ ⋅ − ⋅ ⋅ϕ π

ϕ sin !Φ

Φ0 ! C C " * 0* 000

0+ ⋅ + ⋅

⋅ ⋅ϕ π ϕ sin !

ΦΦ+

! C C C " ii

i

i

0 +*

9

04

+0

9

00

+++ ⋅ − − ⋅ − +

= =∑ ∑ ! !Φ Φϕ ϕ

a!Oona ?iteză

Φ9 ! 99 9

0 0⋅ ⋅

⋅ ⋅

⋅ ⋅ω

π π ϕ

Φ Φsin !

Φ* C C ** *0

* *

− ⋅ ⋅ ⋅π π

ϕ

Φ Φcos !

Φ0 C C 0* 000 00 0

+ ⋅⋅

⋅⋅

⋅π π

ϕ Φ Φ

cos !

Φ+ − ⋅ ⋅ − + ⋅ ⋅ −= =∑ ∑4 0+*

9

0+

+0

9

0

C C ii

i

i

! !Φ Φϕ ϕ

b!Oona Acceleraţie

Φ9 ! 9

00

9

0

94 0⋅ ⋅

⋅ ⋅

⋅ ⋅ω

π π ϕ

Φ Φcos !

Φ* C *00

*

0

*

⋅ ⋅ ⋅π π ϕ Φ Φ

sin !

000


13/21

Φ0 − ⋅⋅

⋅⋅

⋅C 000

0

0

04 0

π π ϕ

Φ Φsin !

Φ+*0 0+*

9

00

+0⋅ ⋅ − − ⋅

=∑C C ii

!Φ ϕ

c!

2oeficienţii ce fac parte din aceste ecuaţii se găsesc din condiţiile de capăt puse laintegrare3

C # S # !

# #

" T

**

* 9 0

* 0 *0=

⋅ ′ + ⋅

⋅ + ⋅Φ*+.+4!

C C S " *0 ** 9*= − ′ ⋅ !

Φπ

*+.+6!

C C k 0* +0 += ⋅ *+.+

C C $

+* +0

+

0

*

<= ⋅

−

⋅Φ

*+.+:!

C C S

#

"

+0

** 9

0

0=

⋅ − ′*+.+!

2 2 P ++ +0 0= ⋅ *+.49!unde3

# k k k * * 0 + 0= + + ⋅ Φ *+.4*!

# k $ 0 +

04= + ⋅ ⋅

Φ

π *+.40!

unde3

$ a

a

"

" = =

0

+

9 ′ = ⋅⋅

S ! " 9 990

π

Φ *+.48!

'n toate aceste relaţii unghiurile se introduc în radiani altfel rezultatele calculului vor fieronate.

"egile de mişcare obţinute din relaţiile de mai sus sunt corecte pentru tachet. )entrusupapă ele sunt corecte doar dacă se consideră mecanismul de antrenare de la camă la supapă caun mecanism rigid. 'n realitate, acesta este un sistem elastic, cu mai multe mase, rigidităţi şifrecvenţe proprii de oscilaţie. #in acest motiv ridicarea supapei nu se HsuprapuneH perfect pesteridicarea tachetului.

(tilizarea legilor Hfără şocH necesită un volum de calcul foarte mare care implică folosireaunui calculator electronic. #atorită răsp&ndirii calculatoarelor personale de tip F>M )2 esterecomandabilă folosirea unui program de tip H1pread1heetH, fişă de calcul, care nu necesităcunoştinţe laborioase de programare pentru executarea rapidă a calculelor. #acă se doreşte şioptimizarea rezultatelor atunci este recomandabil să se lucreze folosind parametri de calcul. Astfel

pentru cama polinomială ca parametri de calcul pot fi consideraţi3 ! T max % înălţimea maximă de ridicare a tachetului@

00+


14/21

% % turaţia motorului@Φ % unghiul total al profilului camei@ & % raţia progresiei aritmetice pentru calculul coeficienţilor@ as % pasul de calcul pentru mărimile cinematice.)entru calculul cinematicii tachetului prin metoda Iurz mai sunt necesare următoarele

date3 ! 0 % înălţimea de preluare a $ocului de pe partea tachetului@Φ Φ Φ Φ9 * 0 +, , , % unghiurile ce delimitează zonele în cadrul legilor cinematice.

)entru exemplele din îndrumar a fost folosit programul EQ2E" versiunea 6.9 subF7#1. Există şi alte programe asemănătoare care rulează sub #1 cum sunt =I1%ul şi"-(1%ul.

)entru determinarea profilului camei, av&nd determinată legea de ridicare a tachetului se poate folosi metoda grafică de trasare a profilului camei ca înfăşurătoare a poziţiilor succesive aletachetului, consider&nd cama fixă şi tachetul în mişcare, ca în figura *+.+*. sau se poatedetermina pe cale analitică folosind un program mai laborios de calcul care intersectează dreaptagenerată de talpa tachetului, pentru fiecare poziţie de ridicare, cu toate razele posibile ale camei şise reţine cea mai mică. Această din urmă metodă necesită cunoştinte mai profunde de programareşi geometrie analitică, dar este la fel de corectă ca şi prima şi prezintă avanta$ul că odată pusă la

punct se pot trasa profile de camă mult mai rapid dec&t folosind metoda grafo%analitică.

13.-.(. Cac&& )a$eor red&$e ae ee)enteor )ecani$)&&i de di$tri%&'ie.

)entru calculul forţelor de inerţie ce intervin în mecanismul de distribuţie, masele tuturor elementelor aflate în mişcare se înlocuiesc printr%o masă redusă md dispusă pe axa supapei. 'nacest caz forţa de inerţie care acţionează la supapă va fi3

( m j j d = − ⋅ *+.4:!unde j este acceleraţia supapei."a sistemele fără culbutori masa md se obţine prin însumarea maselor supapei, m s, a

talerului pentru arc, mt , a tachetului , mT , şi masa redusă a arcului. )entru calculul masei reduse aarcului se scrie bilanţul energiilor cinetice a masei reale a arcului şi a masei reduse µ r care se mişcăcu viteza supapei, V s. )entru proiectare se recomandă3

µ r r m= ⋅*

+*+.4!

/ig.*+.+0. 2onstrucţia grafo%analitică a camei.

004


15/21

unde mr %masa arcului.Astfel masa redusă a întregului mecanism este3

m m m m md s t T r = + + + ⋅*

+*+.69!

"a sistemele cu culbutori masa tachetului se înlocuieşte cu o masă redusă care se mişcăîmpreună cu supapa, respectiv3

µ T T

T

s

m l

l = ⋅

0

*+.6*!

)entru ti$a împingătoare masa redusă va fi3

µ tija tijaT

s

m l

l = ⋅

0

*+.60!

)entru culbutor masa redusă va fi3

µ C C

s

& i

l = ⋅

0 *+.6+!

unde & C % momentul de inerţie al culbutorului în raport cu axa sa de rotaţie.

i % raportul de transmitere al culbutorului.Masa redusă pentru un astfel de mecanism de distribuţie va fi3

m m m m & i

l m m

l

l d s t r C

s

tija T T

s

= + + ⋅ + ⋅ + + ⋅

*

+0

0

! *+.64!

"a calcule prealabile c&nd masa elementelor distribuţiei nu se cunoaşte, masa redusă sealege în raport cu secţiunea de trecere a canalului în care se montează supapa AC , respectiv3

m m Ad d C = ′ ⋅ *+.66!unde m' d % masa constructivă redusă a mecanismului de distribuţie.1e recomandă3

′ =md !09 +9 KgGcm0L pentru mecanisme cu acţionare directă,

′ =md !49 unde # % coeficient de rezervă care ia în considerare supraturaţiile sau vibraţiilearcului sub acţiunea cărora forţa ( r poate varia în limitele foarte largi@ se recomandă # D*,


16/21

conducta de evacuare şi cilindru ∆ p p pe) a* = − poate atinge uneori valori p&nă la 9,da7Gcm0.Această depresiune se manifestă printr%o forţă a gazelor care tinde să deschidă supapa deevacuare, respectiv3

( d

p p * ce

e) ae)=

⋅⋅ −

π 0

4 ! *+.68!

)rin caracteristica arcului trebuie să se satisfacă inegalitatea ( ( * e)

9 >"a motoarele supraalimentate asupra supapei de admisie acţionează, în timpul evacuării,

următoarea diferenţă de presiune3∆ p p p s r 0 = − *+.6:!

unde p s % presiunea de supraalimentare@ pr % presiunea în cilindru în timpul evacuării *,*;*,0!da7Gcm0.

/orţa care tinde să dschidă supapa de admisie este3

( d

p p *aca

s r = ⋅

⋅ −π 0

4 ! *+.6!

2aracteristica arcului trebuie să îndeplinească în cazul motoarelor supraalimentate condiţia ( ( *a9 > .

2alculul dimensiunilor arcului)rin proiectare se stabilesc următorii parametri constructivi ai arcurilor3% diametrul mediu al arcului Dr @% diametru s&rmei d @% numărul de spire i@% pasul spirelor t .#iametrul mediu se alege din condiţia de compactitate a grupei supapei şi este în general3

D d r ca= ⋅ , , !9 : 9 Arcurile supapelor de admisie şi evacuare se fac constructiv la fel deşi masele supapelor

sunt diferite. "a calculul arcului se consideră că forţa ( r este dispusă pe axa arcului şi solicită

spirele la torsiune cu momentul3 + (

Dr

r = ⋅0

*+.


17/21

se determină precis raportul D

d

r şi coeficientul χ şi se verifică arcul la oboseală.

-ensiunile maximă şi minimă se obţin pentru forţele ( r max

la deschiderea completă asupapei! şi ( 0 la închiderea supapei!.

2oeficientul de siguranţă trebuie să fie %τ D*,0;0,9!.

7umărul de spire active i se detrmină după săgeata maximă " " h

max max= +9 astfel3i

, d "

( Dr

r r

= ⋅ ⋅

⋅ ⋅

4

:

max

max

sau

i , d "

Dr

r

= ⋅ ⋅ ⋅

⋅ ⋅ χ

π τ max

max

*+.

"ungimea arcului în stare liberă devine3l l " l " l = + = +min max 9 9 *+.


18/21

#acă nu este satisfăcută inegaliatea%

%

e

k

* *9> , trebuie să se prevadă arcuri cu pas variabil

sau arcuri conice.

13.1.+. Cac&& de re#i$ten' a pie$eor )ecani$)&&i de di$tri%&'ie.

2alculul arborelui de distribuţie/orţa maximă care solicită arborele de distribuţie este transmisă de la supapa de evacuare

la începutul perioadei sale de deschidere. Această forţă se compune din forţa arcurilor ( r redusă latachet, forţa de inerţie la începutul deschiderii ( jmax şi forţa gazelor ( * care acţionează dincilindru asupra supapei, toate reduse la tachet.

)entru camele în arce de cerc forţa de inerţie ( j* şi forţa totală la tachet ( T au valoareamaximă la începutul deschiderii supapei. "a camele cu profil ce asigură o acceleraţie continuă, laînceputul deschiderii supapei forţa de inerţie este nulă şi forţa totală ( T are valoare maximă pentru

poziţia camei corespunzătoare acceleraţiei maxime pozitive a supapei./orţa maximă de inerţie va fi3

( m j j d * *max max= ⋅ *+.84!

/orţa gazelor se calculează pentru diferenţa de presiune care acţionează asupra supapei3

( d

p p * e

e= ⋅

⋅ −π 0

4 ! *+.86!

unde d e % diametrul exterior al supapei de evacuare@

p % presiunea din cilindru pentru poziţia dată a camei@ pe % presiunea în conducta de evacuare.)resiunea p se poate lua pentru calcule prealabile în limitele 4;8!da7Gcm0, iar pentru

calcule de verificare se determină de pe diagrama indicată./orţa sumară care acţionează pe camă este3

( ( ( ( l

l T r j *

s

T

= + + ⋅ !max

*+.8

Eforturile unitare de strivire pe suprafeţele de lucru ale camei tachetului se calculează cuurmătoarele formule3

%pentru tachet plan

σ = ⋅ ⋅

⋅9 4*:, ( -

b r

T

*+.88!%pentru tachet cu rolă

/ig.*+.++. 1chema de calcul a săgeţii de încovoiere a arborelui cu came.

00:


19/21

σ = ⋅ ⋅

⋅ +9 4*:* *

, ! ( -

b r r

T

r

*+.8:!

unde b % lăţimea camei@r % raza de curbură a profilului camei în punctul de tangenţă cu tachetul@r r % raza rolei tachetului.

Efortul unitar de strivire pe v&rful camei se determină pentru diferenţa dintre forţa arcului ( r şi forţa de inerţie la acceleraţia maximă negativă ( j0 , rezultantă, redusă la tachet, adică3

′ = − ⋅ ( ( ( l

l T r j

s

T

!max0 *+.8!

=ezistenţele admisibile la strivire sunt σ = !


20/21

τ

π δ

= ⋅

⋅ ⋅ −

∑*<*

+4

4

+

d d

max

!*+.:0!

=ezistenţele admisibile sunt τ = !*099 *+99da7

cm0.

2alculul tachetului constă în verificarea presiunii specifice pe suprafaţa laterală. Acelaşicalcul se efectuează şi pentru tachetul mecanismului cu acţionare directă în cap!, a camei. Această presiune specifică se calculează cu relaţia3

q +

d l max

max= ⋅

⋅<

9

0 *+.:+!

?aloarea maximă admisă este RD*99da./cm2.-i$a împingătoare se verifică la flamba$ cu relaţia lui Euler3

% (

(

- &

( l

cr

tija

tija

t ij a t ij a

= = ⋅ ⋅

⋅π 0

0 *+.:4!

unde %D0..+! reprezintă coeficientul de siguranţă la flamba$@ ( cr % forţa critică@ ( tija % forţa care acţionează asupra ti$ei@ & tija % momentul de inerţie ecuatorial al secţiunii transversale a ti$ei@l tija % lungimea ti$ei.

2apetele ti$ei se verifică la strivire cu următoarea relaţie3

σ = ⋅ ⋅ ⋅ −9 +::* *0

* 0

0+, ! ( -

r r tija *+.:6!

unde r 1 % raza capătului sferic@r 2 % raza locaşului sferic@

σ ≤ 0999da7

cm0

.

2apetele ti$ei se mai verifică şi la presiunea specifică, respectiv3

q (

A

tija

t

= *+.:

unde At % proiecţia suprafeţei de spri$in a capului ti$ei pe un plan perpendicular pe axati$ei.

q RD :99;*999 !da7Gcm0.2alculul culbutorului constă în verificarea la încovoiere, forfecare, strivire şi presiune

specifică. 1uprafaţa de contact dintre cubutor şi ti$a supapei se verifică la strivire cu următoarearelaţie3

σ = ⋅ ⋅ ⋅⋅ ⋅9 4*:, (

l -

l b r T T

s*+.:8!

unde ( l

l T

T

s

⋅ % forţa maximă care acţionează la supapă@

b % lăţimea suprafeţei de contact dintre ti$a supapei şi culbutor@r % raza de curbură a suprafeţei cilindrice a culbutorului@

"a strivire de admite σ ≤ 0999da7

cm0

.

>ucşa culbutorului se verifică la presiunea specifică şi se admite3

qb0csa ≤ :99da7

cm0

Arborele culbutorilor se verifică la încovoiere şi forfecare şi se admite τ ≤ 99da7

cm0 şi

0+9


21/21

σ i ≤ *699da7

cm0

.

Cap 13 Proiectarea Mecanismului de Distribuýie

Documents

Transcript of Cap 13 Proiectarea Mecanismului de Distribuýie