50 kw

4000 rot/min

4

liniar

1005 cm3

73 mm

66 mm

99,3585*10⁵ N/m2

Student:Sfetcu Alexandru

AR Grupa 1104

Motor cu aprindere prin comprimare-supraalimentat

Presiunea maxima a gazelor:

DATE DE PROIECTARE

Putere nominala P =

Turatia nominala n =

Numar cilindrii i =

Dispunerea cilidrilor:

Cilindreea totala Vt =

Cursa pistonului S =

Alezajul D =

PROIECTAREA BLOCULUI MOTOR

Blocul motor trebuie sa asigure conditiile de rigiditate impuse si sa asigure fixarea camasilor demontabile. Pentru

marirea rigiditatii blocul motor se nervureaza la interior si la exterior. Un alt avantaj al nervurarii este ca permite ca

grosimea peretilor sa fie mai mica, pentru fonta peretii pot fi de 4..5 mm, scazand astfel masa blocului si masa

toatala a motorului. Pentru o racire buna se prevede ca grosimea stratului lichidului de racire in jurul camasilor

demontabile umede sa fie de 4...8 mm

Alegem bloc motor cu camasi demontabile umede. Astfel vom folosi materiale mai bune pentru fabricarea

camasilor demontabile, iar pentru bloc vom folosi o fonta mai ieftina, Fc240. Blocul se va realiza prin turnare.

Din punct de vedere structural blocul motorului indeplineste rolul de schelet al motorului, el servind la

fixarearea si amplasarea diverselor mecanisme si subansamble.

PROIECTAREA CHIULASEI

h=0.1*D

h=0.1*96 = 9,6mm

h1=6mm grosimea adoptata pentru ceilalti pereti

Volumul camerei de ardere= 0,01479 dm3

grosimea peretelui de asezare pe blocul motor

Chiulasa motorului trebuie sa asigure suport pentru arborele cu came, pentru supape si sa asigure

canale pentru ungere si spatii pentru lichidul de racire. Chiulasa trebuie sa aiba o circulatie buna a

lichidului de racire prin ea (viteza de-a lungul peretilor a lichidului trebuie sa fie de minim 15 m/s )

deaorece aici se disipa cea mai multa caldura provenita de la ardere si de la gazele de evacuare.

Chiulasa mai trebuie sa asgure o rugozitate cat mai mica pentru canalele de admisie si evacuare pentru

a reduce pierderile gazodinamice.

Materialul folosit pentru fabricarea chiulasei este aluminiul, simplu sau aliat , si fonta . In cazul

nostru alegem o chiulasa de aluminiu. Pentru asigurarea rigiditatii, grosimea peretelui de asezare pe

blocul motor trebuie sa fie 0,08…0.1 *D iar la ceilalti pereti de 5...7 mm.

Avand in vedere ca motorul nostru este unul cu aprindere prin comprimare cu injectie directa in

camera de ardere si are o capacitate cilindrica mica ( motor de autoturism), ne rezulta ca vom folosi o

chiulasa de tip monobloc. Acest tip de chiulasa are o constructie simpla deoarece la acest tip de motor

camera de ardere este in piston, iar chiulasa este plata pe partea dinspe cilindrii.

Camera de ardere tip semisferic

Calculul chiulasei la solicitari mecanice

In timpul functionarii motorului ,chiulasa suporta un complex de solicitari variabile in timp datorate:

variatiei presiunii gazelor din cilindru,tensiunilor aparute la strangerea chiulasei pe bloc,

tensiunilor termice remanente in chiulasa dupa turnare si tensiunilor termice determinate

de incalzirea inegala a diferitilor pereti.

PROIECTAREA CILINDRULUI

Calculul cilindrului

Din calculul termic a rezulatat:

• valoarea alezajului:

D = 66 mm

• presiunea la sfarsitul arderii p g

p g = 99,3585 *105 N/m

29,93585 N/mm

2

Grosimea peretilor se adopta din conditii de rigiditate:

pentru MAC d= 0,07∙D mm

4,6 mm 5

Pentru constructia cilindrului se alege fonta cu ζl = 38…59 [N/mm2]

Dimensionarea peretelui cilindrului se poate realiza si din relatia

tensiunilor in plan longitudinal.

d = 0.07∙D=

Se adopta ca solutie constructiva camasa de cilindru umeda cu perete de sprijin

la partea superioara

50 N/mm2

δ= 7 mm

Camasa umeda a cilindrului se verifica ca tensiunile sumare sa nu

depaseasca valorile admisibile.

Tensiunea de intindere in sectiunea transversala

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

D 1 =2∙d+D= 75 mm

D med = 71 mm

σ t = 26,8 N/mm2

Tensiunea de incovoiere este data de relatia

adopta σ l =

0 5, D pg

l

t g

med pD

0 25,

medDD D

1

2

i = (N h )

W

max

W= 17057,7 mm3

σ i = 8,6 N/mm2

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

40 mm

• N - forta normala pe peretele cilindrului [Nm]

Din calculul dinamic:

• forta normala maxima pe peretele cilindrului Nmax este

Nmax= 3664 N

Tensiunea totala are urmatoarea expresie:

σ Σ = 35 N/mm2

se adopta h=

W = 32

D - D

D

14 4

1

= + t i

Pe unitatea de lungime actioneaza forta:

58011,2 N/mm

unde:

• Dm diametrul mediu de etansare

Alte dimnesiuni adoptate:

• De - diametrul de etansare

79 mm

• Dg - diametrul gulerului

85 mm

• Ds - diametrul zonei de centrare

80 mm

• Dm diametrul mediu de etansare

76 mm

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

La proiectarea cilindrilor care se sprijina pe un guler la partea

• Fs - forta de strangere a camasii pe

4

3.1

2

gnaxm

s

PDF

mmDDe 5...31

mmDD eg 6

2

DDD

g

m

mmDDs e 1

869,311 Nmm

unde :

4 mm

Inaltimea gulerului cilindrului Hg:

7 mm

unde : ζai= 80 Mpa

Tensiunea egala pentru o portiune egala cu unitatea este:

120 Mpa

Elemente de etansare a cilindrilor

• y - reprezinta bratul dintre cele doua

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

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

caror forma depinde de solutia constructiva adoptata.

m

s

iD

yFM

2

2m

sgD

DD

y

2

6

gm

si

HD

yF

ai

iMHg

5.16

Garnitura de chiulasa

Etansarea fata de lichidul de racire

Se alege inel O cu diametrul sectiuinii d :

d = 4 mm

Dimensiunile canalului de etansare:

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

blocul motor garnitura de chiulasa metaloplastica.

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

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

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

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

ale lichidului de racire.

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

diametre mai mari cu 2…3 [mm] fata de cele din bloc sau chiulasa pentru a se

elimina efectul de diafragma la curgerea acestora. Orificiile pentru suruburile

(prezoanele) de chiulasa sunt cu 1…2 [mm] mai mari decat diametrul acestora.

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

canale executate în camasa.

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

presiunea gazelor tinde să indeparteze chiulasa, materialul garniturii trebuie sa

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

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

chiulasa nu trebuie sa afecteze rezistenta si elasticitatea materialului.

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

poate fi: metaloplastica, plastica sau metalica.

• Latimea canalului b :

b = 5,4 mm

• Adancimea t :

t = 3,5 mm

Functiunile pistonului:

-transmite bielei,prin intermediul boltului,forta de presiune a gazelor;

-transmite cilindrului reactiunea normala,produsa de biela;

-etanseaza,impreuna cu segmentii,camera de ardere;

-evacueaza o parte din caldura degajata in procesul de ardere;

-contribuie la dirijarea gazelor in cilindru;

-in cazul motorului cu aprindere prin compresie ,poate influenta

favorabil randamentul arderii prin participarea sa la procesul

de formare a amestecului;

-contine partial sau integral,camera de ardere.

Dimensiunile principale ale pistonului

1- camera de ardere

2- capul

3- bosajele pentru bolt

4- fusta

5- insertiile de otel sau fonta

6- boltul

7- sigurantele boltului

8- segmentii

PROIECTAREA PISTONULUI

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

N

p

ev LD

A2

2

D- diametrul cilindrului

Db- diametrul exterior al boltului

SB - grosimea capului pistonului

Calculul pistonului

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

70...90 HB la 423 [K]

30...40 HB la 523 [K]

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

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

Elementele dimensionale ale capului pistonului pentru motorul cu aprindere prin comprimare

HN - distanţa de la generatoarea alezajului

• Se alege piston cu cap prevazut cu o degajare de forma omega

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

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

HM - înălţimea camerei de ardere din capul

N

p

ev LD

A2

2

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

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

• la 573 K: 5 [daN/cm2] la 523 [K]

• Densitatea ρ = 2,68…2,70 [kg/dm3]

Calculul pistonului la solicitari mecanice

N

p

ev LD

A2

2

Calculul capului pistonului

Pistonul are in cap o degajare al carui volum reprezinta 20 % din cel al

camerei de ardere.

• Lungimea pistonului H

H = 0,800...1.500∙D = 66 mm

se adopta : H = 60 mm

• Lungimea mantalei L

L = 0,500…1,000∙D = 39,6 mm

se adopta : L = 40 mm

• Inaltimea de compresie l l

ll = 0,550…0,850∙D = 46,2 mm

se adopta: ll = 44 mm

• Inaltimea de protectie a segmentului de foc h

h = 0,100…0,180∙D 6,6 mm

se adopta: h = 5,5 mm

• Grosimea flancului h c

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

adopta pe baza datelor statistice.

N

p

ev LD

A2

2

hc = 0,045…0,550∙D= 3,3 mm

se adopta: hc = 3 mm

• Grosimea capului δ

δ = 0,140…0,170∙D 9,9 mm

se adopta: δ = 7 mm

• Distanta dintre bosajele alezajului boltului b

b = 0,250…0,500∙D = 26,4 mm

se adopta: b = 25 mm

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

ζrl - unitar(ζa=200…300 105 [N/m

2] pentru aluminiu);

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

di/D= 0,93...0,98

61 mm 61,38

ζrl= 141471788,8 N/m2

1414,72 ∙105 N/mm

2

• Capul pistonului se verifica in ipoteza ca acesta este o placa circulara incastrata pe contur, de

se adopta di=

N

p

ev LD

A2

2

rl gmax

i2

2p

d

0 1875 1,

• Diametrul fundului segmentului d :

d = D - 2 ∙( jr + t ) = 57 mm

t = grosimea radiala a segmentului 2…4mm

t = 3 mm

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

jr = 1,3 mm

Calculul profilului pistonului:

Pentru a se obtine o rigiditate maxima a pistonului,alezajele pentru

bolt se plaseaza la o distanta cat mai mica de capul sau.

Ca urmare a actiunii presiunii gazelor si a incalzirii pistonul se deformeaza.

Datorita caracterului repartiei fluxului termic,pistonul se va doforma

neuniform.

• temperatura cilindrului :150……350 oC

Tc = 250oC 523,2 K

• temperatura capului pistonului : 200….. 300 oC

Tp = 250oC 523,2 K

• temperatura mediului ambiant (motor rece):

To = 288 K

• coeficient de dilatare termica al materialului:

N

p

ev LD

A2

2

• Camasii (fonta): αc = (10…12) ∙ 10-6

1/K

αc = 10,7 ∙10-6

1/K

• Pistonului (Aluminiu): αp = (20,5…21,5) ∙ 10-6

1/K

αp = 20 ∙10-6

1/K

φ' s = 0,002…0,003 în zona superioară a pistonului

θ's = 0,0025 mm

φ' i = 0,001…0,002 în zona inferioară a mantalei

θ'i = 0,0015 mm

Jocurile diametrale in stare calda in zona superioara si inferioara

0,17 mm

0,10 mm

Diametrul pistonului la cald la partea superioara:

D p = D - Δ's = 65,84 mm

65,69 mm

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

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

N

p

ev LD

A2

2

Dss

Dii

)(1

')](1[

0

0

TT

TTDD

pp

scc

ps

65,76 mm

0,31 mm

0,24 mm

Calculul zonei port-segmenti

Valorile eforturilor uniotare se calculeaza astfel:

• la incovoiere

45 Mpa

unde:

• la forfecare

• r raza fundului pistonului [mm]

• Mi momentul incovoietor care solicita umarul canalului

• Wz modulul de rezistenta la incovoiere

• Rp raza pistonului [mm]

Jocurile diametrale în stare rece în zona superioară şi inferioară

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

N

p

ev LD

A2

2

h

rRp

W

M

c

p

gmax

z

ii

2

28,2

)(1

')](1[

0

0

TT

TTDD

pp

icc

pi

psDDs

piDDi

8 Mpa

unde: pg - presiunea maxima

pg = 9,93585 N/mm2

• efortul unitar echivalent:

47 Mpa

ζech = 14.4 Mpa < ζecha=45 Mpa

Ea se verifica la compresie:

41 ∙105 N/m

2

unde : AA - aria sectiunii reduse

AA = 831 mm2

ζc = 15∙105 [N/m

2] < ζac = 200…450∙10

5 [N/m2]

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

Cunoscandu-se coeficientul de dilatare termica al materialului pistonului, modulul

de elasticitate si alti factori, se poate calcula grosimea peretelui pistonului in zona port-

segment, respectiv diametrele.

N

p

ev LD

A2

2

p

rR

rRpg

p

pg

f 76,076,0

22

22

22

iech 4

A

Dp

A

2p

gmaxc4

• Pentru partea superioara a capului pistonului

57,2359 mm

unde :

l = 32 mm

pme = presiunea medie efectiva

pme = 1,5 N/mm2

• Pentru partea inferioara a zonei port-segmenti

53,4813 mm

unde :

l' = 16 mm

pme = presiunea medie efectiva

pme = 1,5 N/mm2

Calculul mantalei pistonului

l = distanta de la fundul pistonului la

l' = distanta de la planul care delimiteaza zona

Presiunea specifica pe mantaua pistonului pentru a preveni intreruperea pelicului

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

N

p

ev LD

A2

2

p

l

Ddd me

2p2

2

1 02135,0

pl

Ddd me

2p2

2

2 0513,0

0,64968 N/mm2

unde:

Nmax = 3664 N

LN - lungimea mantalei [m]

LN /D= 0,6...1,1

LN = 40 mm

8273,07 mm2

- in planul axei boltului

57,3328 mm

unde :

l1 = 50 mm

pme = presiunea medie efectiva

pme = 1,5 N/mm2

Grosimea peretelui mantalei respectiv diametrele interioare se determina cu

• Nmax - forta normala care actioneaza intr-un plan

l1 = distanta de la partea inferioara a pistonului

• Aev - aria suprafetei proiectata pe un plan normal pe axa

N

p

ev LD

A2

2

evNp

smALD

Np

max

p

l

Ddd me

2p2

2

1

3 02135,0

- la partea de jos a mantalei

57,35464 mm

unde :

l1' = 22 mm

pme = presiunea medie efectiva

pme = 1,5 N/mm2

Calculul jocurilor segmentului in canal

Grosimea segmentului, b :

3,6

unde: • K - constanta

K = 0,08

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

• σ a - efortul unitar admisibil, ζa = 5,5…6,5 [daN/mm2]

ζa = 6,5 [daN/mm2]

Distanta dintre segment si umarul de piston j a :

l1' = distanta de la partea inferioara a pistonului

N

p

ev LD

A2

2

p

l

Ddd me

2p2

2

1

4 00772,0

a

gmaxp pK

Db

1

1002

paDT

b

tfj

ja1 = 0,076 mm

ja2 = 0,024 mm

ja3 = 0,036 mm

unde : • f -constanta

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

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

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

• t - grosimea radiala a segmentului [mm]

t = 3 mm

• b - grosimea axiala a segmentului [mm]

b = 2 mm

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

• T temperatura segmentului de foc [K]

T = 240 C 513,2 K

• T temperatura segmentului de compresie [K]

T = 155 C 428,2 K

• T temperatura segmentului de ungere [K]

T = 120 C 393,2 K

Distanta radiala dintre segment si peretele canalului j r :

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

jr = 1,3 mm

N

p

ev LD

A2

2

Proiectarea segmentilor

Se adopta fonta aliata cu grafit nodular avand urmatoarele caracteristici:

• duritatea 300 …380 HB

• ζr > 500 N/mm2

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

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

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

gazelor din cilindru în carterul motorului se numesc segmenti de compresie iar

segmentii care distribuie uniform si elimina excesul de ulei de pe suprafata

cilindrului se numesc segmenti de ungere.

Solutiile adoptate in proiectarea segmentului trebuie sa tina seama de cerintele

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

de cost.

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

t - grosimea radiala a segmentului

dis - diametrul interior al segmentului

dic - diametrul canalului de segment

D - alezajul cilindrului

b - grosimea axiala a segmentului

hc - inaltimea canalului de segment

R - raza fundului canalului;

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

J P - jocul piston-cilindru;

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

t c - dimensiunea radiala a canalului

Calculul segmentilorCalculul segmentului urmăreşte următoarele obiective:

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

pentru montaj sa nu depaseasca limita admisibila

• Sa se stabileasca forma în stare libera si marimea fantei astfel incat

prin strangere pe cilindru segmentul sa dezvolte o repartitie de presiune

determinata

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

b

4,166 N/mm2

• coeficientul ce depinde de forma epurei de presiune a segmentului ρ :

ρ = 0,196

• modulul de elasticitate

E = 1,2 ∙106 N/mm

2

• deschiderea segmentului in stare libera la nivelul fibrei medii

S 0 = 14 mm

• grosimea segmentului t,

t = 3 mm

2,86957

sau

12,330

unde:

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

functionarii

t

D

t

Dt

S

Epe

3

0

)1(3

425.0

23

1)

30

1......

20

1(

D

t

23

Dt

em

a

pK

Dt

815.05.0

• tensiunea admisibila ζa,

ζa = 580 N/mm2

• coeficient Km,

Km = 1,742

• inaltimea radiala a segmentului:

• pentru segmentii de etansare:

b = 2 mm

• pentru segmentii de ungere:

b = 3 mm

Calculul tensiunilor in segment la montaj

144,152

unde:

• m - coeficient care depinde de metoda de montare pe piston

m = 2 pt montaj cu ajutorul clestelui

Calculul tensiunii maxime in segment

502,227

3

1

1

121

'2

0

max

t

D

t

s

E

m

2max

)1()3(

2

t

Dt

S

EK m

Verificarea segmentului in canal

• primul segment de compresie

0,15 mm

0,5 mm

• al 2-lea segment de compresie

0,1 mm

0,5 mm

• segmentul de ungere

0,5 mm

0,9 mm

Jocul la capetele segmentului

0,01068 mm

unde:

• coeficientul de dilatare al segmentului

αs = 12 ∙10-6

1/K

• coeficientul de dilatare al cilindrului

αc = 12 ∙10-6

1/K

Verificarea segmentului la dilatare se rezuma la determinarea rostului la montaj

Δ3 in vederea evitarii pericolului unui impact al capetelor cu dilatarea, sau a unui

rost prea mare care ar periclita etansarea

Δ1 = (0,11…0,20) =

Δ2 = (0,3…0,7) =

Δ1 = (0,009…0,15)=

Δ2 = (0,3…0,7) =

Δ1 = (0,03…0,8) =

Δ2 = (0,5…1,5) =

)('33 ccss ttD

• αs = αc = 12 ∙10-6

1/K

• incalzirea segmentului

Δts = (ts -tc) = (150…..200) K

Δts = 150 K

• incalzirea cilindrului

Δtc = (tc -t0) = (80…..150) K

Δts = 100 K

• primul segment de compresie

0,264 mm

• al 2-lea segment de compresie

0,198 mm

• segmentul de ungere

0,099 mm

Jocul la capetele segmentului in stare calda

0,132 mmΔ'3 = (0,0015…0,0030) ∙ D =

Δ3 = 0,004∙D =

Δ3 = 0,003∙D =

Δ3 = (0,001…0,002) ∙ D =

PROIECTAREA BOLTULUI

Se alege ca solutie constructiva bolt flotant

Boltul este confectionat din otel aliat 41MoCrNi13

Calculul boltului

Dimensionarea

Diametrul exterior d e [mm]

de= (0,34…0,38)∙D =0,36∙D = 23,03 mm

Diametrul interior d i [mm]

di = (0,60…0,75)∙de= 0,68∙de = 16 mm

Lungimea bolţului l [mm]

l = (0,88…0,93)∙D = 0,88∙D = 58 mm

Lungimea de contact cu piciorul bielei l b [mm]

lb = (0,32…0,42)∙D = 0,28∙D = 23 mm

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

reduse si o rigiditate suficienta pentru functionarea mecanismului motor.

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

verificare a rezistentei la uzura, a solicitarilor mecanice si a deformatiilor precum si

precizarea prin calcul a jocurilor de montaj.

30

e

edl

F)(

Verificarea la uzura

Schema de calcul este aratata în fig:

Schema de calcul a boltului

Conventional se considera că forta care solicita boltul este:

27128 N

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

piciorul bielei (p b ) şi în umerii pistonului (p p ).

30

e

edl

F)(

14

2

maxmaxrmp

DFFF pg

2

jg p

mp= 0,85 kg

mb= 1,02 kg

m1b= 0,28 kg

m2b= 0,74 kg

mcb= 0,2 kg

R= 0,036 m

ω= 419 rad/sec

λ=1/3.6= 0,278

33992,5 N

-6864,44 N

Presiunea în locasurile din piston

37 Mpa < Ppa =25….54Mpa

lp = 16 mm

Presiunea în piciorul bielei

50,98 Mpa

Verificarea la încovoiere

Tensiunea maxima determinata de momentul incovoietor la mijlocul boltului

30

e

edl

F)(

max

2

max4

gg pD

F

ld

Fp

p

p2

ld

Fp

b

b

)1(2 RmF pjp

409,89 < ζi = 500 N/mm2

unde:

0,68

0 N

Pgmin = 0 N/m2

0 N/mm2

F jpmin = 9336,45 N

F min = 9336,45 N

141,069 N/mm2

Efortul unitar mediu (ζm ) şi amplitudinea eforturilor unitare (σ a ) se determină cu

275,479 N/mm2

Tensiunea minima determinata de momentul incovoietor la mijlocul boltului

30

e

edl

F)(

42 12,1

45,0

e

bi

d

j)llF

d

d

e

i

min

2

min4

gg pD

F

42min12,1

45,0

e

bi

d

j)llF

2

iminimaxm

134,411 N/mm2

• rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de incovoiere

ζ-1 = 340…380 N/mm2 pentru otel aliat

ζ-1 = 360 N/mm2

• rezistenta la oboseala pentru ciclul pulsator de incovoiere

540 N/mm2

• coeficientul tensiunilor

0,33333

• coeficientul efectiv de concentrare la solicitări variabile: βk

βk = 1

• factorul dimensional: ε = 0,8...0,9

ε = 0,85

• coeficientul de calitate al suprafeţei

bolţ cementat cu suprafaţa lustruită: γ = 1,5…2,5

γ = 2

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

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

30

e

edl

F)(

2

iminimaxm

2

iminimaxa

1-6,14,10

0

02 1-

2,1066

Verificarea la forfecare

Tensiunea unitara la forfecare se determina cu relatia:

118,433 N/mm2

δa = 150 N/mm2

Calculul la ovalizare

Valoarea admisibilă a coeficientului de siguranţă la încovoiere pentru bolţul fix în

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

Valoarea admisibila a efortului unitar este de (150…220)N/mm2 pentru otel carbon

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

30

e

edl

F)(

mak

1c2

41

185,0

d

F2e

2

10

e

idl

F)(

304,168 N/mm2

ε1 = 15

212,918 N/mm2

ε2 = 10,5

141,945 N/mm2

ε3 = 7

243,334 N/mm2

ε4 = 12

repartitia sarcinii Valorile marimilor:

K, ε1, ε2, ε3, ε4,

30

e

edl

F)(

10

e

idl

F)(

290

e

idl

F)(

490

e

edl

F)(

Deformatia maxima de ovalizare

0,03186 mm

unde: • E = 210000

• K= 1,1

Δ' = (0,0005…0,002)∙deb = 0,04607 mm

Calculul jocului la montaj

Jocul de montaj dintre bolt si locasul sau din piston

0,00321

unde: • coeficientul de dilatare al materialului boltului

αol = 12 ∙10-6

1/K

• coeficientul de dilatare al materialului pistonului

αal = 19 ∙10-6

1/K

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

30

e

edl

F)(

K

El

F

1

109,0

3

max

0

00

1 tt

ttttd

pAl

pAlb0le

• tb temperatura boltului, K

tb = 423 K

• tp temperatura pistonului, K

tp = 473 K

• t0 tempratura mediului ambiant, K

t0 = 293 K

Deoarece tp > tb şi αAL >αol este posibilă apariţia de jocuri negative

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

numai dacă boltul se monteaza cu joc in locasurile din piston, joc care in timpul

functionarii se poate mari.

30

e

edl

F)(

Calculul bielei

Calculul piciorului bielei

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

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

parti: piciorul bielei, corpul bielei si capul bielei.

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

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

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

lagarelor.

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

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

conditiile unei mase cat mai mici.

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

imbinarii piston-bolt-biela.

Dimensiunile piciorului bielei

Se alege ca solutie constructiva bolt flotant .

• Diametrul exterior al piciorului bielei de,

34,551 mm

se adopta : de = 34 mm

• Diametrul interior al piciorului bielei di,

27 mmdi = d + 2 ∙ hb =

de = (1,30…1,70) ∙ d =

• Grosimea radiala a piciorului bielei hp,

3,68544 mm

se adopta : hp = 3,5 mm

• Grosimea radiala a bucsei hb,

1,84272 mm

se adopta : hb = 2 mm

• Lungimea de contact a boltului cu piciorul bielei a,

a = 23 mm

Solicitarea de intindere

6864,44 N

unde:

• mp - masa pistonului

mp = 0,85 kg

• r - raza arborelui cotit

r = 0,036 m

• ω - viteza unghiulara a arborelui cotit

ω = 419 rad/sec

• λ = 0,27778

hp = (0,16…0,20) ∙ d =

hb = (0,080…0,085) ∙ d =

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

12rmFF pjî p

Schema de calcul a piciorului bielei la intindere

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

• forta de intindere este distribuita uniform pe jumatatea superioara a piciorului

21296,5 N∙mm

2319,55 N

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

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

îîmîîmî rFrNMM cossin5,0cos100

îîîîî FNN cossin5,0cos0

unde:

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

-3032,38 N∙mm

• No - forta normala în sectiunea B-B determinata de forta de intindere

3914 N

• θi se introduce în radiani

130o

2,26893 rad

• rm - raza medie

15,259 mm

0,76166

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

Ab = 92,4 mm2

se adopta θi =

θi =

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

0297,000033,00 îmî rFM

îîFN 0008,0572,00

4

ie

m

ddr

E

E

A

AK

a

BZ

p

b1

1

• Ap- aria secţiunii piciorului Ab=2*hp*a

Ap = 161,7 mm2

• EBZ- modulul de elasticitate al materialului bucsei sau boltului presat

EBZ = 1,15 ∙105 N/mm

2

• EOL- modul de elasticitate al materialului bielei

EOL = 2,1 ∙105 N/mm

2

-468,703 N/mm2

442,434 N/mm2

Solicitarea de compresiune

Tensiunile în sectiunea de incastrare A-A pentru fibra interioara (ζîi ), respectiv exterioară (ζîe)

p

î

pmp

pm

îîha

Nkhrh

hrM

i

1

2

62

p

î

pmp

pm

îîha

Nkhrh

hrM

e

1

2

62

Schema de calcul a piciorului bielei la compresiune

27128 N

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

-1344,96 N∙mm

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

de compresiune pot fi calculate cu relatiile:

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

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

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

14

22

max

rmpD

F pgc

cc

c

mccmc rFrNMM

cos

1sin

2

sincos100

112,589 N

unde: • θc se măsoară în radiani

θc = 110o

θc = 1,91986 rad

• Mo' - momentul incovoietor in sectiunea B - B

0,25 N/mm2

Mo' = 0,44447 N/mm2

• No' - forta normala in sectiunea B - B

0,9

No' = 24,4152 N

• pentru fibra interioara

32,0411 N/mm2

• pentru fibra exterioara

Mo' / Fc ∙ rm ∙ 103 =

No' / Fc ∙ 103 =

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

calculeaza cu urmatoarele expresii:

cc

c

mccmc rFrNMM

cos

1sin

2

sincos100

cc

c

ccc FNN

cos

1sin

2

sincos0

p

c

pmp

pm

ccha

Nkhrh

hrM

i

1

2

62

-25,5007 N/mm2

Solicitarea datorata presarii bucsei

• strangerea de montaj

0,007 mm

• Dilatarea termica a bucsei se determina cu urmatoarea relatie

0,01622 mm

unde: • di- diametrul interior al piciorului bielei

• coeficientul de dilatare al bucsei

αBZ = 18 ∙10-6

1/K

• coeficientul de dilatare al materialului bielei

αOL = 10 ∙10-6

1/K

• temperatura piciorului bielei t = 373…423 K

t = 373 K

• temperatura mediului ambiant tm = 273 K

tm = 298 K

•

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

se adopta Δm =

p

c

pmp

pm

ccha

Nkhrh

hrM

e

1

2

62

mOLBZit ttd

Presiunea datorata strangerii poate fi obtinută cu expresia:

14,6717 N/mm2

unde: • ν -coeficientul lui Poisson

ν = 0,3

Valorile tensiunilor produse de presiunea pf sunt:

• in fibra interioara

65,1119 N/mm2

• in fibra exterioara

50,4402 N/mm2

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

BZ

22i

22i

OL

2i

2e

2i

2e

i

tm

f

E

dd

dd

E

dd

dd

d

p

dd

ddp

2i

2e

2i

2e

fi

22

22

ie

i

fed-d

dp

Valorile maxime şi minime ale tensiunilor ciclului sunt:

492,874 N/mm2

75,9409 N/mm2

Amplitudinea ζa şi tensiunea medie ζm a ciclului:

208,466 N/mm2

284,407 N/mm2

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

1,23584

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

400 N/mm2

• coeficient de concentrare βk

βk = 1

ζ-1t= 340…400 =

îe emax

ce emin

2

minmax a

2

minmax m

mak

1- tC

• factorul dimensional ε

0,9

• coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului

0,12

• coeficientul de calitate al suprafetei

0,8

Valorile coeficientului de siguranta calculate trebuie sa fie cuprinse în intervalul 2…5

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

0,01576 mm

unde: • I - momentul de inerţie al suprafeţei secţiunii piciorului bielei

23,5813 mm3

Calculul corpului bielei

• Hp = (0,048…1,0) ∙de = 0,5∙de

Hp = 17 mm

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

ε = (0,8…0,9) =

ψ = 0,12…0,20 =

γ = 0,70…0,80 =

IE

rF

OL

cmjp

p 6

23

10

908

12

2

phaI

• Hc = (1,10…1,35) ∙Hp = 1,20 ∙Hp

Hc = 20 mm

• hi = 0,666 ∙ Hp

hi = 11 mm

• H =l(de+dm)2

H = 107,03 mm

• B = 0,75 ∙ Hp

B = 13 mm

• a = 0,167 ∙ Hp

a = 3 mm

• l - lungimea bilelei

140 mm

• l1 - lungimea incastarta a bielei l1=

107 mm

Corpul bielei se calculeaza la oboseala fiind supus la:

• intindere de forta de inertie maxima a maselor aflate în miscare de translatie

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

Dimensiunile corpului bielei

se adopta l =

se adopta l1 =

)22

(dmdl

l

9125,66 N

Tensiunile la intindere sunt:

87,2954 N/mm2

unde: A - aria sectiunii de calcul a corpului bielei

104,538 mm2

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

27127,8 N

Tensiunea de compresiune este data de relatia:

259,502 N/mm2

Tensiunile de flambaj sunt:

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

este:

1)( 2

1 rmmF bpî

A

F îî

hahHBA )(

14

2

1

2

maxrmmp

DF pbgc

A

F cc

• in planul de oscilatie:

290,643 N/mm2

• unde: ζe - limita de elasticitate

Ix - moment de inertie in planul de oscilatie

l - lungimea barei cu capete articulate

C = 0,0003

• in planul de incastrare

290,643 N/mm2

unde: ζe - limita de elasticitate

Iy - moment de inertie in planul de incastrare

l1 - lungimea barei cu capete incastrate

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

relatii:

c

x

c

x

e

f FI

lCF

I

l

E

22

20

00050,000015,02

E

C e

c

y

e

f FI

l

Et

2

1

2

• in planul de oscilatie:

550,145 N/mm2

• in planul de incastrare

550,145 N/mm2

unde:

1,12

2,19694

unde: • ζmax tensiunea maxima:

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

I

AlC

A

F

x

cfct 00

2

1

I

AlC

A

F

y

cfct îî

2

11

15,110,111

2

1

2

I

AlC

I

AlC

yx

mak

1tC

ζmax = ζto = 550,145 N/mm2

• ζmin tensiunea minima:

ζmin = ζc = 259,502 N/mm2

• ζa amplitudinea ciclului

145,321 N/mm2

• ζm tensiunea medie

404,824 N/mm2

Calculul capului bielei

Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile fusului maneton

12538,6 N

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

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

a pieselor aflate in miscare de translatie şi de forta centrifuga a masei bielei care efectueaza

2

minmax a

2

minmax m

cbbbpî mmmmrF 21

2 1

Calculul tensiunilor se realizează admiţând următoarele ipoteze

• Capul bielei este o bara curba continua

• Sectiunea cea mai solicitata este sectiunea de incastrare A-A

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

120N/mm^2

unde: • I cp - momentul de inertie ale capacului

I cp =

• I cuz - momentul de inertie ale cuzinetului

I cuz =

• A cp - aria sectiunii capacului

A cp =

• A cuz - aria sectiunii cuzinetului

A cuz =

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

• Forţa de întindere este distribuită pe jumătatea inferioară a capacului după o lege

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

AAW

I

I

d

cuzcp

cp

cp

cuz

c

î

4,0

1

023,0

W cp =

σ a - Rezistenta admisibilă este de 100…150 N/mm2

Calculul suruburilor de biela

spre capul bielei

marcile 40C 10, 41 MoC 11

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

• Forta de inertie care solicita un surub

6269,28 N

1474,33 N

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

Utilizarea unor suruburi fara piulite face posibila micsorarea dimensiunilor capului de biela.

In cazul adoptarii acestei, solutii pentru surub, se fileteaza gaura din partea superioara a

capului bielei

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

adoptata pentru capul bielei

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

mediu de carbon (0,35...0,45%) marcile OLC 45 X, OLC 50 si otelurile aliate marcile 40C 10,

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

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

planului de separare dintre corp şi capac.

• W cp - modulul de rezistenta la incovoiere al sectiunii

z

FF î

î1

unde : z - numarul de suruburi de pe o biela

z = 2

• Forta de strangere initiala a surubului

3685,83 N

• In timpul functionarii, asupra surubului de biela actionează forta:

3980,69 N

unde :

χ = 0,2

χ- este constanta care tine seama de elasticitatea sistemului

Tinand seama de fortele care solicita suruburile de biela, acestea se dimensionează tinand

11

5.232 îîsp FFF

1îsps FFF

Schema de calcul a capului bielei

• Diametrul fundului filetului

7,17835 mm

unde: • cc - coeficient de siguranta, cc= 1,25…3,00

cc = 2,5

c1 = 1,3

c2 = 1,2

ζc - limita de curgere a materialului surubului

ζc = 1000 N/mm2

• Diametrul partii nefiletate

7,75799 mm

• c1 - factor care tine seama de solicitarile suplimentare de

• c2 - factor care tine seama de curgerea materialului în zona

F

c

ccd

c

s

2

1

cs

4

c

scs

F4cd

Verificarea la oboseală

• Tensiunile maxime

98,36025 N/mm2

84,2113 N/mm2

• Tensiunile minime

91,0743 N/mm2

77,9734 N/mm2

unde: • As - aria sectiunii surubului in partea filetata

40,4705 mm2

• As' - aria sectiunii surubului in partea nefiletata

47,2703 mm2

’A

F = ’

s

smax

A

F =

s

s max

A

F =

s

sp min

’A

F = ’

s

sp

min

d

=A ss

4

2

d

=A ss

4

2''

3,64297 N/mm2

94,7173 N/mm2

• Coeficientul de siguranta:

2,67326

unde: • ζ-1= 300…700 N/mm2

ζ-1= 350 N/mm2

• βk= 3,0…4,5 pentru oţel carbon

βk = 3

• ε= 0,8…1,0ε= 0,9

• γ= 1,0…1,5

γ = 1,4

• ψ= 0,2

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

d

=A ss

4

2''

2

minmax = a

2

minmax = m

mak

1C

Calculul arborelui cotit

Dimensiunile relative ale elemetelor arborelui cotit:

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

prelucrarea statistica a dimensiunilor arborilor cotiti existenti

Concomitent cu dimensionarea arborelui cotit se adopta si configuratia contragreutatilor.

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

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

specifica si incalzire, la oboseala si la vibraţti de torsiune

Arborele cotit

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

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

caracter de soc.

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

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

oscilatiile de torsiune si de incovoiere.

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

atingerea acestui deziderat la cele mai multe constructii fusurile paliere se amplaseaza dupa

fiecare cot, diametrele acestora se maresc, iar lungimile acestora se micsoreaza, de

asemenea aceste masuri fac posibila marirea dimensiunilor bratelor.

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

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

• lungimea cotului l = (1,05...1.30)∙D

l = 69 mm

• Diametrul fusului palier dp = (0,70…0,80) ∙ D

dp = 46 mm

• lungimea fusului palier lp

paliere intermediare : lpi = (0,4… 0,6) ∙ dp

lpi = 24 mm

paliere externe sau medii lpe = (0,6…0,8) ∙ dp

lpe = 28 mm

• Diametrul fusului maneton dm = (0,56…0,72) ∙ D

dm = 43 mm

• Lungimea fusului maneton: lm = (0,7…1,0) ∙ dm

lm = 34 mm

• Diametrul interior dmi = (0,6…0,75) ∙ dm

dmi = 26 mm

Grosimea bratului: h = (0,20…0,35) ∙ dm

h = 11 mm

• Latimea bratului b = (1,50…2,00) ∙ dm

b = 86 mm

• Raza de racordare: (0,07…0,1) ∙ dm

R rac = 3 mm

Verificarea fusurilor la presiune si incalzire

15,2052 MPa

14,3246 MPa

unde: • R mmax - fotra maxima care incarca fusul maneton

R mmax = 22387 N

• R pmax - fotra maxima care incarca fusul palier

R pmax = 15899 N

p pmax.a = 7….15 Mpa = 15MPa

p pmax = 14,89 <p pmax.a = 15 MPa

p mmax.a = 4,5….15 Mpa = 15MPa

Pentru a se preveni expulzarea peliculei dintre fusuri si cuzineti trebuie să le limiteze

presiunea maxima pe fusuri

Presiunea specifica conventionala maxima pe fusurile manetoane si paliere se calculeaza

cu relatiile:

ld

Rp

mm

m

m

max

max

ld

Rp

pp

p

p

max

max

p mmax = 9,38 <p mmax.a = 15 MPa

5,85264 MPa

2,94799 MPa

unde:

Rm = 8617 N

Rp = 3272 N

p pmed.a = 3….10 Mpa = 10MPa

p pmed = 7,20 <p pmed.a = 10 MPa

p mmed.a = 2….7,5 Mpa = 7,5 MPa

p mmed = 3,06 <p mmed.a = 7,5 MPa

27,3769

19,4299

Presiunea specifica medie conventională pe fusurile manetoane si paliere se determina cu

• Rm - mediile aritmetice ale valorilor fortelor care incarca fusurile

• Rp - mediile aritmetice ale valorilor fortelor care incarca fusurile paliere

Verificarea fusului la incalzire se efectueaza initial pe baza unui calcul simplificat si aceasta

ld

Rp

mm

m

m

ld

R = p

pp

p

p

3

3

60

ndppK m

mmm

3

3

60

ndppK

p

ppp

unde : • ξ - coeficientul de corectare a vitezei relative

ξ = 1,054

• n -

n = 2,129

Verificarea la oboseala

• fiecare cot reprezinta o grinda simplu rezemata pe doua reazeme

• reazemele sunt rigide si coaxiale

• momentele incovoietoare în reazeme se neglijeaza

•

• In reazemul din stanga cotului actioneaza un moment de torsiune Mpj egal cu

suma momentelor coturilor care preced cotul de calcul, iar la reazemul din dreapta

actioneaza momentul Mp(j-1)

Verificarea la incalzire prin aceastã metoda nu ia in considerare factorii caracteristici ai

regimului hidrodinamic de ungere.

Calculul arborelui cotit ca o grinda static nedeterminata implica dificultati. De aceea calculul

• fiecare cot lucreaza în conditiile amplitudinilor maxime ale momentelor de

3

3

60

ndppK

p

ppp

Calculul fusului palier

Momentele maxime si minime incarca fusul palier:

Mpmin = -332319 N∙mm

Mpmax = 483194 N∙mm

Schema fortelor care actioneaza asupra unui cot al arborelui cotit

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

lungimea fusurilor este redusa, momentele incovoietoare au valori mici si în aceste conditii se

renuntã la verificarea la incovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioara a arborelui cotit

sunt solicitate la momente de rasucire mai mici decat acelea care actioneaza in fusurile

dinspre partea posterioara a arborelui si mai ales în fusul final, deoarece in aceasta se

insumeaza momentele medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvoltat pentru

fiecare fus în parte, ceea ce implica insumarea momentelor de torsiune tinandu-se cont de

ordinea de aprindere.

Eforturile unitare :

-34,3265 MPa

49,9109 MPa

9681,12 mm3

Aplitudinea tensiunilor si valoarea tensiunii medii se calculeaza cu relatiile:

42,1187 N/mm^2

7,79222 N/mm^2

Coeficientul de siguranta se calculeaza cu relatia

2,20321

W

M

p

p

p

p

min

min

W

M

p

p

p

p

max

max

3

32dpW p

pp

k

p

ma

C1

2

minmax

pp

pm

2

minmax

pp

p a

unde: • η-1 = 180 N/mm2

• γ = 1,3

•

2,5

• 0,09

Calculul fusului maneton

Valorile calculate pentru coeficientul de siguranta trebuie sa fie superioare valorilor de 2…3

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

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

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

determina separat pentru incovoiere si torsiune si apoi coeficientul global de siguranta.

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

Este convenabil ca fortele ce actioneaza asupra fusului sa se descompuna dupa doua directii:

una in planul cotului, cealalta tangentiala la fusul maneton

k

0

012

Schema de calcul a reactiunilor în reazeme

Verificarea la torsiune

Momentele maxime si minime ce incarca fusul maneton

MTmax = 483458 N∙mm

MTmin = -155511 N∙mm

Eforturile unitare

86,6272 N/mm^2

-27,8649 N/mm^2

5580,9 mm3

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

0,11655

μ = 0,9

Coeficientul de corectie pentru calculul

modulului de rezistenta polar al fusului

maneton cu orificiu excentric

W

M

p

T

m

max

max

W

M

p

T

m

min

min

m

mi

mpd

dd

16W

m13

mim dd

2

Aplitudinea tensiunilor si valoarea tensiunii medii se calculeaza cu relatiile:

57,2461 N/mm^2

29,3812 N/mm^2

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

2,45182

unde: βkη = 1,9

εη = 0,75

ψη = 0,09

2

minmax

mm

m a

2

minmax

mm

m m

mak

C 1

γη = 1,3

η-1= 280 N/mm2

Verificarea la incovoiere

Fortele radiale:

Z = 28524 N

Z1 = 47295 N

Z2 = -6399 N

Schema pentru determinarea

58203 N

Fortele tangentiale

T1 = 8380 N

T2 = 7568 N

6350 N

Fortele axiale

1141,57 N

543,605 N

Momentele de incovoiere

17 mm

2016734 N∙mm

230358 N∙mm

)5.0(])([ 211 ZZl

bZZZA

m

x

m

yl

bTTTA )( 121

2rmF bbr

2rmF cbcb

22

hlpa

xx AlM 5.0

)5.0()(5.0 alFcgFbrAylM y

2029847 N∙mm

Momentul de incovoiere in acest plan:

ζ = 45o

1588934 N∙mm

Eforturile unitare

14,6221 MPa

11,4459 MPa

-138821 mm3

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

22

max yxi MMM

sincos xyu MMM

W

M

m

i max

max

W

M

m

u min

])(1[12

4

3

m

mim

md

ddW

Calculul bratului arborelui cotit

In planul cotului ia nastere o solicitare compusa de incovoiere.

Tensiunea totala are expresia:

Bzmax = 47295 N

Bzmin = -16462 N

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

torsiune. Coeficientii de siguranta pentru aceste solicitari se determina in mijlocul laturii mari a

sectiunii tangente fusului palier unde apar cele mai mari eforturi unitare.

550,967 MPa

-191,775 MPa

179,596 MPa

371,371 MPa

Coeficientul de siguranţă pentru solicitarea de încovoiere

0,50535

0,52336

1

0,15

2,5

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

hbhb

aBZ

162max max

hbhb

aBZ

162min min

2

minmax m

2

minmax a

mak

C 1

15.1...1

2.0...1.0

k

500 MPa

Bratul arborelui cotit este supus si la solicitarea de torsiune:

Tmax = 8380 N

Tmin = -7353 N

24,588 MPa

-21,5746 Mpa

unde: k = 0,3

1,50668 MPa

23,0813 MPa

Coeficientul de siguranta la solicitarea de torsiune:

6,04578

k

1

2

max

max

5,0

hbk

Ta

2

minmin

5,0

hbk

Ta

2

minmax m

2

minmax a

mak

C 1

unde:

1

0,1

2

280 MPa

Coeficientul de siguranţă global

0,52141

15.1...1

k

1

22

CC

CCC br

Mecanismul de distributie 66

Sistemul de distributie trebuie:

• sa asigure un grad de umplere ηv si de evacuare ηev ridicat;

• sa asigure o distributie uniforma a fluidului proaspat in cilindri

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

Supapele

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

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

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

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

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

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

jocurilor functionale)

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

functionare

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

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

Sunt supuse unor sarcini dinamice si temperaturi

ridicate, aceste conditii necesitand un material

foarte rezistent. Pentru acestea se folosesc oteluri

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

Elementele dimensionale ale supapei:

Unghiul γ = 45o

• dc -diametrul canalului de admisie sau evacuare în poarta supapei

28 mm

27 mm

• di - diametrul canalului

25 mm

23 mm

• b - latimea suprafetei de etansare

2 mm

2 mm

• rc - raza de racordare a capului supapei cu tija

6 mm

Sunt supuse unor sarcini dinamice si temperaturi

ridicate, aceste conditii necesitand un material

foarte rezistent. Pentru acestea se folosesc oteluri

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

Dd ca )50,042,0(

Dd ce )45,040,0(

cadb )12,005,0(

cedb )12,005,0(

caca dr )25,016,0(

cece dr )25,016,0(

caia dd 865.0

ceie dd 865.0

5 mm

• d - diametrul tijei

9 mm

8 mm

• l - lungimea tijei

85 mm

84 mm

• a - grosimea talerului

3 mm

3 mm

• scaunul supapei:

• grosime radiala de:

3 mm

3 mm

• inaltime de:

6 mm

5 mm

cece dr )25,016,0(

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

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

caa dl )5,35,2(

cee dl )5,35,2(

caa da )12,008,0(

cee da )12,008,0(

caa da )12,008,0(

cee da )12,008,0(

caa dS )25,018,0(

cee dS )25,018,0(

• inaltimea de ridicare

7 mm

7 mm

Bucsele de ghidare

Au grosimi de perete intre (2,5…4,0)mm

se adopta grosimea: 3 mm

Lungimea bucsei intre: (1,75…2,50)∙dc

se adopta : • pentru supapa de admisie: 50 mm

• pentru supapa de evacuare: 47 mm

Arcurile

Tachetii

Razele de curbura ale suprafetei de lucru:

850 mm

Se fac din sarma de otel pentru arcuri, Arc4, Arc5, de (3…5)mm diametru si se monteaza

mmR )1000...700(

caas dh )30.0...18.0(max

cees dh )30.0...18.0(max

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

10 '

Alegerea fazelor de distributie

γ = 50 oRAC

δ = 20 oRAC

α = 20 oRAC

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

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

dependente de fazele de distributie.

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

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

mecanic de destindere a gazelor.

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

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

formata in cilindru

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

cantitati cat mai mici de gaze arse din cilindru în conducta de admisie, pierderi gazodinamice

cat mai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie si in final o umplere cat

mai completa a cilindrului cu gaze

)'15...7(

β = 50 oRAC

Parametri principali ai distributiei

Admisie

Viteza de curgere a gazelor prin canal

79,8672 m/s

unde: • ia - numarul de supape de admisie

ia = 1

• Wm - viteza medie a pistonului

Wm = 9,7203 m/s

Aria sectiunii efective de trecere

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

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

aaia

mcaidd

DWW

)(22

2

416,379 mm2

Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxa

401,776 mm2

82,7702 m/s

Evacuare

Viteza de curgere a gazelor prin canal

88,6709 m/s

unde: • ie - numarul de supape de evacuare

ie = 1

• Wm - viteza medie a pistonului

Wm = 9,7203 m/s

Aria sectiunii efective de trecere

)(4

22

aiaca ddA

)cossincos( 2

maxmaxmax asiaasas hdhA

as

msaA

DWW

max

2

4

eeie

mceidd

DWW

)(22

2

375,039 mm2

Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxe

365,27 mm2

91,0423 m/s

7 mm

7 mm

Calculul cinematic şi dinamic al

mecanismului de distribuţie

Calculul cinematic al mecanismului de distribuţie presupune determinarea profilului camei

folosită pentru comada deschiderii supapelor, trasarea curbelor de variaţie a ridicării, vitezei şi

acceleraţiei tachetului care vor fi apoi folosite în calculul dinamic şi de rezistenţă al pieselor ce

compun mecanismul de distribuţie.

Datele iniţiale de proiectare pentru profilarea camei sunt înălţimea maximă de deschidere a

supapei h max , în mm, şi durata deschiderii supapei θ , în 0RAC

)(4

22

eiece ddA

)cossincos( 2

maxmaxmax esieeses hdhA

es

mseA

DWW

max

2

4

aaT hh maxmax

eeT hh maxmax

θ a = 250 oRAC

θ e = 250 oRAC

φ a = 125

φ e = 125

Profilul din arce de cerc

Construirea profilului camei din arce de cerc

r0 - raza cercului de baza al camei

aTa hrmax

)0,25,1(0

13 mm

13 mm

r1 - raza cercului lateral

71 mm

71 mm

r2 - raza cercului mic

4 mm

4 mm

Profilul camei fara soc polinomial

aTa hrmax

)0,25,1(0

eTe hrmax

)0,25,1(0

aTa hrmax

)1810(1

eTe hrmax

)1810(1

])2

cos()([2

)2

cos()()(2)()(

1010

010

2

1

2

01

22

0

2

m ax

m axm ax

a

a

aaaTa

aaaaTaaaaaTa

a

rrrhr

rrhrrrrhr

r

])2

cos()([2

)2

cos()()(2)()(

1010

010

2

1

2

01

22

0

2

max

maxmax

e

e

eeeTe

e

eeeTeeeeeTe

e

rrrhr

rrhrrrrhr

r

unde:

p = 10

q = 18

r = 26

s = 34

• θ este unghiul curent al camei considerat de la varful acesteia

Metoda polinomială W. Dulley consideră pentru fiecare porţiune a camei o variaţie a

acceleraţiei de tip polinomial având termenii polinomului de grade corespunzătoare unei

progresii aritmetice

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

h h CT i

i

i p q r s

max

, , , ,

12

V h i CTk

i

i

i p q r s

max

, , , ,

1

2

j h i i CTk

i

i

i p q r s

max( )

, , , ,

2 2

2

1

• ζ - unghiul total al profilului camei

ζ = 125 oRAD

• C2, Cp, Cq, Cr, Cs, sunt constante ce se determină din condiţiile iniţiale

-1,61865

1,29492

-1,0791

0,49805

-0,09521

Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului de distribuţie.

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

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

supapa AC.

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

srqp

srqpC

)()()()2(

2

psprpqp

srqC p

)()()()2(

2

qsqrpqq

srpCq

)()()()2(

2

rsqrprr

sqpCr

)()()()2(

2

rsqspss

rqpCs

Cdd Amm

Cadda Amm

104,095 g

93,7597 g

unde:

m'd = 25 g/cm2

Calculul arcurilor de supapa

1136,37 N

1931,84 N

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

m'd - masa constructiva redusa a mecanismului de distributie

m'd=(20…30)g/cm2, pentru mecanisme cu actionare directa

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

supapa

Arcul trebuie să menţină supapa închisă şi să asigure legătura cinematică între ea şi camă

când forţele de inerţie tind să desprindă tachetul sau supapa de camă. Pentru a face faţă

acestor cerinţe trebuie ca forţa arcului Fr să fie mai mare decât forţa de inerţie Fj a

mecanismului dată de acceleraţiile negative

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

cilindru

Cadda Amm

Cedde Amm

jr FKF

jmF dj

K = 1,7

j - acceleratia supapei

j = 10,9167 m/s2

Forta a gazelor care tinde sa deschida supapa de evacuare:

51,7593 N

Forta care tinde să dschida supapa de admisie

75,9095 N

Calculul dimensiunilor arcului

Dr - diametrul mediu al arcului

23 mm

Forta Fr solicita spirele la torsiune cu momentul:

4

09.02

ceg

dF

ev

4

12.02

caga

dF

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

2

rr

DFM

22204,3 Nmm

Efortul unitar de torsiune este:

5910,27 N/mm2

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

χ = 1,24

d - diametrul sarmei

2,87348 mm

Diametrul sarmei arcului:

2,87348 mm

Se adopta : d = 3 mm

Sageata la montaj:

fo = 5 mm

2

rr

DFM

8

rDd

3

8

d

DF rr

3 max

8

rr DFd

Sageata maxima:

12 mm

Numarul de spire active:

8,61843 se adopta ir = 9 spire

unde: G -modulul de elasticitate transversal

G =0,83∙104= 8300 N/mm

2

ηmax =rezistenta admisibila maxima

ηmax = 600 N/mm2

Numarul total de spire:

9 spire

0,5 mm

Pasul spirelor pentru arcul in starea libera

Pasul spirelor se alege astfel ca la deschiderea completă a supapei între spirele arcului să

max0max sahff

max

max

r

rD

fdGi

)3...2(rii

)9,05,0(min

5 mm

Lungimea arcului la deschiderea completă a supapei

31,5 mm

Lungimea arcului la închiderea supapei

39 mm

Lungimea arcului în stare liberă

44 mm

min

max

ri

fdt

minmin ridil

maxmin0 hll

00maxmin flfll l