Calculul organologic

1.1. Blocul motor si chiulasa Blocul de cilindri preia eforturile de explozie si fortele de inertie ale mecanismului bielamanivela. Conditia esentiala pe care trebuie sa o aiba un bloc este aceea de a asigura origiditate maxima. Blocul de cilindri se realizeaza prin turnare. In ce priveste constructia se recomanda cael sa fie realizat sub forma unui corp cu zabrele. Acestea vor fi constituite din nervurile pieseiturnate, iar peretii vor fi atat de subtiri cat permite tehnologia de fabricare. In partea superioara a blocului se fixeaza suruburile pentru prinderea chiulasei.Diametrul lor variaza in limitele F=(8-10) mm, iar adancimea de insurubare esre de (1.5-2)Fcand blocul este din fonta. Daca eforturile ce trebuie preluate sunt mai mari, atunci se mareste numarul deprezoane nu si diametrul lor In jurul camasilor se va cauta sa se faca sectiuni pe cat posibil mai mici pentru trecereaapei, cu scopul de a mari viteza de curgere. Aceasta nu trebuie sa depaseasca insa 3.5 m/spentru ca exista pericolul antrenarii depozitelor inevitabile ce pot astupa canalele. Pentru a avea dimensiuni minime penru carter se descrie infasuratoarea conturuluibielei la o rotatie completa apoi se traseaza sectiunea carterului astfel ca locurile cele maistrimte dintre perete si corpul bielei sa fie de minim (8-10) mm din cauza barbotajului si acorpurilor straine Din motive de rigiditate grosimea peretilor va fi de (4.5-5) mm pentru blocurile turnatedin fonta Un indice de apreciere a calitatii blocului motor este greutatea acestuia. se recomandaca greutatea blocului sa nu depaseasca 25% din greutatea motorului. Compactitatea motorului este determinata in principal de distanta intre axele cilindrilor ;aceasta este determinata de arhitectura arborelui cotit, de lungimea fusurilor maneton si palier,de tipul si grosimea camasilor de cilindru, de marimea interstitiului camerei de apa dintrecilindri. Blocurile de cilindri se confectioneaza din Fonta cenusie Fc 200; Fc210; Fc240; Fc250;Fc280 STAS568-87 Daca blocul nu are camasile amovibile el se toarna din fonta de calitatepentru cilindri. Chiulasa se toarna frecvent din aliaje de aluminiu Un astfel de aliaj se compune din 5%Si; 1.3% Cu; 0.5% Mg; restul aluminiu. Chiulasele se toarna din aluminiu si nu se recomanda turnarea sub presiune Capacele lagarelor arborelui cotit se toarna din otel pentru motoarele mai putin solicitatesi se forjeaza la motoarele mai intens solicitate. Prezoanele se executa din oteluri aliate, de imbunatatire, cu crom ori nichel. 1.2.Calculul cilindrului motorului Se alege solutia constructiva cu camasa uscata turnata din fonta aliata cu Cr-Mo. Aceastasolutie ofera avantajul unei prelucrari usoare a blocului motor si cheltuieli minime la montaj.Are avantajul ca blocul mtor nu trebuie turnat in intregime din fonta de calitate ceea ce arimplica o oarecare crestere de pret.

Datorita acestor avantaje solutia s-a extins la motoarele actuale fiind foarte folositadatorita faptului ca asigura o rigiditate mare blocului motor ceea ce duce la coborarea niveluluide zgomot al motorului si ofera o racire foarte eficienta a cilindrului.

1.2.1.Calculul grosimii cilindruluiGrosimea cilindrului se determina considerindu-l ca un vas cu pereti subtiri supus la presiuneinterioara. In urma calculului termic am obtinut:

D 84:= mm S 84:= mm

pmax 9:= MPa

In continuare se adopta pentru fonta cenusie: Fc250

σt 100:= MPa

Distanta dintre axele cilindrilorLD 1.25 D:= LD 105=

Se adopta LD 108:=

46 105daN

m2Rezistenta la încovoiere minimãSe adoptã:

R1D2

:= R1 42=

R2 R1 3+:= R2 45=

R3 R2 7+:= R3 52=

nbR3R2

:= nb 1.156= ncR2R1

:= nc 1.071=

ξbnb

2 1+

nb2 1-

:= ξb 6.965= ξcnc

2 1+

nc2 1-

:= ξc 14.517=

Tensiunile vor fi :

σbi ξb pmax:= σbi 62.682= MPaE 1.2:= MPaσci ξc pmax:= σci 130.655= MPa

εσbi σci+

E:= ε 161.114= MPa

Interferenta cotelor: χ ε 2 R2 10 6-:= χ 0.015= mm

Tensiunea sumara totala nu trebuie sa depaseasca 170 MPa

1.3.Calculul pistonului Calculul de rezistenta al pistonului se face dupa stabilirea principalelor sale dimensiuni pe baza datelor statistice ale motoarelor existente si care s-au comportat bine in exploatareMateriale pentru pistoane, conditii tehnice si de exploatare

Datorita conditiilor de lucru materialul pentru pistoane trbuie sa satisfaca o serie decerinte si anume : rezistenta ridicata la temperatura inalta si sarcini variabile , densitate mica ,conductibilitate termica , coeficient de dilatare redus , rezistenta la uzura , prêt de cost redus siprelucrabilitate usoara . Materialele utilizate pentru pistoane sunt aliaje de aluminiu fabricate prin turnare in cochila (procedeu ieftin si productiv ) . Dupa prelucrare se supune unui tratament termic ( calire ,imbunatatire ) care le ridica propietatile mecanice . Se mai aplica cositorire , grafitare .

H D 1.1:= H 92.4= mm

L 0.66 D:= L 55.44= mm

h 0.1 D:= h 8.4= mm

l1 0.565 D:= l1 47.46= mm

l2 H l1-:= l2 44.94= mm

δ 0.1 D:= δ 8.4= mm

c1 0.15 D:= c1 12.6= mm

ri 23:= mm

Se adopta urmatoarele valori:

H 100:= L 75:= l1 46:= l2 54:=

h 10:= δ 8:=

1.3.1. Verificarea capului pistonului:

Capul pistonului se verifica la rezistenta ca o placa circulara incastrata pe contur si incarcatacu o sarcina uniform distribuita. Solicitarea capului pistonului e data de formula:

σf 0.1875 pmax 1-( )riδ

2:= σf 12.398= MPa σaf 30:= MPa

σa 25..60( )= MPa

1.3.2. Verificarea sectiunii slabite:Pistonul se verifica la compresiune in sectiunea x-x, deoarece forma constructiva, cugauri in dreptul segmentului de ungere, duce la slabirea acestei sectiuni

Aa 5281.017:= mm2 -aria sectiunii in dreptul segmentului de ungere:

σc pmaxπ D24 Aa:= σc 9.444= MPa

Efortul unitar admisibil la compresie este sac=20-40 MPa

1.3.3. Verificarea mantalei:Suprafata de frecare (ghidare) a pistonului se verifica la uzura

Nmax 5310.65:= N -forta normala

Aev 5153:= mm2 aria de evazare: Nmax 0.08..0.12( ) pgπ D2

4=

pNmaxAev

:= p 1.031= MPa

Valoarea maxima a presiunii nu trebuie sa depaseasca 1.5 MPa

1.3.4. Determinarea diametrului pistonului la montaj:

Diametrul pistonului la montaj se determina in asa fel incit sa asigure jocul la cald necesarfunctionarii normale a= coeficienti de dilatare - pentru aliaje din aluminiu -pentru fonta

αp 17.5 10 6-:=1K

αc 10.7 10 6-:=1K

- pentru racirea cu apa Tc 370:= K temperatura cilindrului

Tp 200:= K temperatura pistonului

T0 288:= K

- jocul pistonului la partea superioara Δs 0.184:= mm

- jocul pistonului la partea superioara Δi 0.125:= mm

DpD 1 αc Tc T0-( )+[ ] Δs-

1 αp Tp T0-( )+:= Dp 84.019= mm

DiD 1 αc Tc T0-( )+[ ] Δi-

1 αp Tp T0-( )+:= Di 84.078= mm

1.4.Calculul boltului de piston

Boltul de piston este solicitat in timpul lucrului de o sarcina mecanica variabila cavaloare si sens iar in unele perioade de functionare a motorului caracterul solicitarii seapropie de cel de soc. Miscarea oscilanta si temperatura relativ ridicata de la umeriipistonului determina conditii nefavorabile pentru realizarea unei frecari lichide : de aici siuzura accentuata a boltului. Aceste conditii impun ca boltul de piston sa aiba miez tenace si strat superficial dur, cu un grad de netezime foarte mare. in functie de otelul din carese executa, boltul de piston se cementeaza la suprafata pe o adancime de (0.5-2) mm orise caleste superficial prin C.I.F. pe o adancime de (1-1.5) mm Duritatea stratuluisuperficial trebuie sa fie HRC=58-65 , iar a miezuluiHRC=36 Pentru calculul boltului se considera o grinda pe doua reazeme incarcata cu o fortauniform distribuitape lungimea piciorului bielei. Schema de incarcare se vede in figura. Conventional forta ceactioneaza asupra boltului se considera a fi forta maxima de presiune a gazelor diminuatade forta de inertie data de masa pistonului. Boltul se verifica la uzura in piciorul bielei si in umerii pistonului, la incovoiere insectiunea mediana, la forfecare in sectiunile dintre piciorul bielei si partea frontala a umaruluipistonului si la ovalizare

1.4.1. Verificarea la uzura:

-se face calculind presiunile specifice de contact, care caracterizeaza conditiile de ungere, atitpentru piciorul bielei cit si pentru umeri

db 0.28 D:= db 23.52= mm

dbi 0.6 db:= dbi 14.112= mm

l 0.9 D:= l 75.6= mm

Se adopta: db 26:= dbi 16:=

l 75:= lb 34:=

lp 20:= j 1:= b 31:=

Presiunea pe suprafata piciorului bielei

Fmax 36638.52:= N

Fmin 131.48:= N

pbFmaxdb lb

:= pb 41.446= MPa

Presiunea pe suprafata umerilor pistonului

ppFmax

2 db lp:= pp 35.229= MPa

La motoarele existente presiunea specifica variaza in limitele: pb=(40-90) MPa sipp=(25-54) MPa

1.4.2. Verificarea la incovoiere:

Efortul unitar maxim la incovoiere este

σimaxFmax l 0.5 lb+ 4 j+( )

1.2 db3 1dbidb

4-

:=

σimax 194.687= MPa

σiminFmin l 0.5 lb+ 4 j+( )

1.2 db3 1dbidb

4-

:=

σimin 0.699= MPa

In continuare se calculeaza efortul unitar mediu si amplitudinea eforturilor unitare

σaσimax σimin-

2:= σa 96.994= MPa

σmσimax σimin+

2:= σm 97.693= MPa

Se verifica valoarea simax<sa=(25-50) MPa In continuare se calculeaza coeficientul de siguranta c2max=(1-2.2)

βk 1:= coeficientul efectiv de concentrare la sarcina variabila

ε 0.8:= factorul dimensional

γ 1.1:= coeficientul de calitate al suprafetei

σ 340:= MPa rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de incovoiere

σ0 1.5 σ:= σ0 510= MPa rezistenta la oboseala pentru ciclul pulsator de incovoiere

ψ2 σ σ0-

σ0:= ψ 0.333= coeficientul tensiunilor

c2σ

βkε γ

σa ψ σm+

:= c2 2.381=

1.4.3. Verificarea la forfecare:

Efortul unitar de forfecare se calculeaza cu relatia urmatoare:

τ0.85 Fmax 1

dbidb

+dbidb

2+

db2 1dbidb

4-

:= τ 107.246= tadm=150-220 MPa otel aliat

1.4.4. Calculul la ovalizare:

In ceea ce priveste calculul la ovalizare se pleaca de la ipoteza ca boltul este incarcat cu osarcina distribuita sinusoidal. Pentru a corecta inexactitatile ipotezei rezultatele obtinute semajoreaza cu coeficientul kSolicitarile maxime apar la diametrul interior al boltului. Valorile acestor eforturi secalculeaza astfel:

h1,h2,h3,h4,k sint coeficienti care depind dedbidb

η1 9.8:= η2 7.2:= η3 3.6:=

η4 8.8:= kov 1.38:=

σ1Fmaxl db

η1:= σ1 184.132= MPa

σ2Fmaxl db

η2:= σ2 135.281= MPa

σ2 135.281=σ3Fmaxl db

η3:= MPa

σ4Fmaxl db

η4:= σ4 165.343= MPa

Valorile maxime admisibile pentru aceste eforturi sunt sa=(150-300) MPa

1.4.5. Calculul jocului de montaj

Δδmax0.09 Fmax

l 2.1 105

ldbidb

+

ldbidb

-

3

kov:=

Δδmax 0= mm

Se recomanda ca deformatia de ovalizare sa fie mai mica decit jocul radial la cald D1

Δ1 0.0005 db:= Δ1 0.013=

Δ12

0.007= ΔδmaxΔ2

1.4.6. Calculul jocului la montaj:

aol - coeficientul de dilatare al materialului boltului αol 12 10 6-:=1k

aal - coeficientul de dilatare al materialului pistonuluiαal 20 10 6-:=

1k

tb - temperatura boltului tb 423:= k

tp - temperatura pistonului tp 450:= k

t0 - temperatura mediului ambiant t0 293:= k

ΔΔ1 db αol tb t0-( ) αal tp t0-( )-[ ]+

1 αal tp t0-( )+:= Δ 0.028-= mm

1.5.Calculul segmentilor. In ansamblul lor segmentii realizeaza etansarea pe baza efectului de labirint, cu altecuvinte spatiile dintre segmenti permit destinderea treptata a gazelor si prelungesc drumulparcurs de acestea. astfel in zona ultimului segment viteza de curgere si cantitatea de gazescad pina la valori practic neglijabile Se considera o eficienta normala, daca presiunea gazelor dupa ultimul segmentreprezinta 3-4% din valoarea presiunii in cilindru, iar volumul de gaze scapate este cuprinsintre 0.2-1% din volumul incarcaturii proaspete admise in cilindri. Aceste valori se determinaexperimental

Calculul segmentului urmareste stabilirea urmatoarelor obiective: determinarea presiunii mediielastice pentru stabilirea formei segmentului in stare libera si montata: determinarea celor douadimensiuni de baza a segmentului: verificarea eforturilor unitare ce apar in segment ladeschiderea lui astfel incat la montaj sa nu depaseasca valoarea admisibila:determinarea jocurilorla rece si la cald precum si verificarea rosturilor la cald pentru a preveni impactul intre capete intimpul functionarii.

Materiale pentru segmenti , conditii tehnice si de exploatare :

Experienta dovedeste ca exista o stransa legatura intre eficienta eficienta etansariirealizata de ansamblul de segmenti , functionarea motorului si durabilitatea acestuia . In cazulin care sunt compromise functiile segmentilor , arderea se desfasoara la un nivel scazut de depresiune deci puterea scade iar consumul creste . Fata de conditiile impuse segmentilor fonta s-a dovedit ca fiind cel mai bun materalpentru segmenti . O metoda productive de realizare a segmentilor din fonta este turnareaindividuala si obtinerea elasticitatii prin termofixare . Pentru durabilitate se realizeazacromarea poroasa ( duritate 570 …1250 HB ) , rezistenta la uzura , buna ungere .

1.5.1. Presiunea medie elastica:

E 1.2 105:= MPa g_elast 0.196:= S0 10:= t 3.4:= mm

pe0.425

3 g_elast-E

S0t

Dt

1-

3 Dt

:= pe 0.163= MPa

pe=0.1..0.4 MPa segmenti de compresie

Realizarea unei anumite repartitii a presiunii segmentului asupra oglinzii cilindruluiimpune o curbura variabila a fibrei medii a segmentului in stare libera. trasarea fibreimedii a segmentului in stare libera se poate face luind in consideratie deplasarile relativeradiale si unghiulare.

1.5.2. Tensiunea la montarea pe piston:

La montaj prin desfacerea segmentului in sectiunea opusa capetelor apar tensiuniunitare maxime care trebuie calculate pentru a preveni ruperile p 2:= m - coeficient care depinde de metoda de montaj a segmentului

σ'max2p

E1

13 g_elast-( ) π

S0t

-

Dt

1-

2

:= σ'max 142.239= MPa

Valorile admisibile pentru s'max=230 MPa

1.5.3. Grosimea radiala t:

kn 1.742:= σa 150:= MPa

x 0.5 0.815σa

kn pe+:= x 26.125:= t

Dx

:= t 3.215=

x=D/t=22-24 pentru D=50-100 mm

1.5.4. Tensiunea maxima:

σmax2 kn

π 3 g_elast-( )E

S0t

Dt

1-

2:= σmax 32.25:= MPa

Tensiunea maxima admisibila smax=30-45 MPa

1.5.5. Jocul la capetele segmentului in stare calda:

Δ'3 0.0015 D:= Δ'3 0.126= mm

1.5.6. Jocul la capetele segmentului :

Δ3 0.0030 D:= Δ3 0.252= mm

1.6.Calculul bielei In timpul functionarii biela este solicitata de fortele de presiune a gazelor si de fortele deinertie variabile ca marime si sens. Datorita acestor forte, biela este solicitata la compresiune,intindere si incovoiere transversala

Materiale pentru biele , conditii tehnice si de exploatare :

Biela se confectioneaza prin matritare din otel carbon de imbunatatire . Se folosescoteluri de tipul OLC 45 si OLC 60 . Suruburile de biela se confectioneaza din aceleasioteluri aliate de imbunatatire . Bucsele din piciorul bielei se confectioneaza din bronz cualuminiu . In timpul functionarii practice biela nu se uzeaza cid oar difertele piese caredepend de functionarea corecta a bielei ( cuzineti , fusul maneton , bucsa bielei , boltul ) .

1.6.1.Calculul piciorului bielei Dimensiunile principale ale piciorului bielei se iau orientativ conform datelor din literaturade specialitateOchiul bielei este solicitat la intindere de forta de inertie a ansamblului pistonului, lacompresiune de forta de presiune a gazelor.Pentru a efectua calculele de rezistenta se considera piciorul bielei ca o bara curba incastratain regiunea de racordare C-C cu corpul bielei.Forta de inertie se considera ca actioneaza uniform repartizara pe jumatatea superioaraapiciorului bieleiIn sectiunea periculoasa C-C va apare momentul incovoietor

Masa pistonului:

Masa bielei:

Masa piciorului:

Masa capului:

Masa capacului de biela:

Raza manetonului:

Unghiul de incastrare:

Forta de intindere:

mp 0.882:= Kg

mb 1.434:= Kg

m1b 0.275 mb:=

m1b 0.394= Kg

m2b 0.725 mb:=

m2b 1.04= Kg

mcp 0.3 m2b:=

mcp 0.312= Kg

r 27.1 10 3-:= m

ϕc 120π

180:=

n 4200:=rotmin

λ1

3.6:=

Fjp mp rπ n30

2 1 λ+( ):= Fjp 5908.116= N

Modulul de elasticitate al materialului bielei: EOl 2.2 105:= MPa

Aria sectiunii piciorului: Ap 150:= mm2

Grosimea radiala a piciorului: hp 6:= mm

Latimea piciorului bielei: a 34:= mm

Raza corespunzatoare fibrei medii: rm 19:= mmSolicitarea de intindere:

M0 Fjp rm 0.00033 ϕc 0.0297-( ):=

M0 3256.365-= Nm

N0 Fjp 0.572 0.0008-( ):=

N0 3374.716= N

Momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare sint:

Mi M0 N0 rm 1 cos ϕc( )-( )+ 0.5 Fjp rm sin ϕc( ) cos ϕc( )-( )-:=

Mi 16251.99= Nm

Ni N0 cos ϕc( ) 0.5 Fjp sin ϕc( ) cos ϕc( )-( )+:=

Ni 2347.96= N

Tensiunile in sectiunea de incastrare in fibra interioara si exterioara sint:

Kb 1:= in cazul in care nu exista bucsa in piciorul bielei

σii 2 Mi6 rm hp-

hp 2 rm hp-( ) Kb Ni+

1

a hp:= σii 101.135= MPa

σie 2 Mi6 rm hp+

hp 2 rm hp+( ) Kb Ni+

1

a hp:= σie 83.934= MPa

Tensiunile trebuie sa se incadreze in intervalul 150-450 MPa

K - coeficient prin care se ia in considerare ca o parte din forta normala N este preluata depiciorul bielei iar restul de bucsaSolicitarea de compresiune:

Piciorul bielei, asa cum s-a precizat este solicitat si la compresiune de forta Fc.

Fcπ D2

4pmax Fjp-:= Fc 43967.809= N

In ipoteza ca aceasta se repartizeaza dupa o lege sinusoidala pe jumatatea inferioara apiciorului bielei, se vor obtine niste eforturi unitare de compresiune in fibra interioara siexterioara cu o varitie precizata. In sectiunea de incastrare C-C va apare un moment incovoietor M'c calculabile cuurmatoarele relatii:

M'0 Fc rm 0.0011:= M'0 918.927= Nm

N'0 Fc 0.003:= N'0 131.903= N

Nc N'0 cos ϕc( ) Fcsin ϕc( )

2ϕcπ

sin ϕc( )-1π

cos ϕc( )-

+:=

Nc 585.536= N

Mc M'0 N'0 rm 1 cos ϕc( )-( )+ Fc rmsin ϕc( )

2ϕcπ

sin ϕc( )-1π

cos ϕc( )-

-:=

Mc 7700.089-= Nm

Eforturile de compresiune in piciorul bielei vor fi: -in fibra exterioara

σce1

a hp2- Mc

6 rm hp+hp 2 rm hp+( ) kov Nc+

:= σce 38.275= MPa

-in fibra interioara

σci1

a hp2- Mc

6 rm hp-hp 2 rm hp-( ) kov Nc+

:= σci 46.425= MPa

Intervalul pentru valorile admisibile ale tensiunilor de comprimare 150-300 MPa

- Calculul deformatiei:

Deformatia produsa piciorului bielei sub actiunea fortei de inertie se determina astfel:

EOl 2.2 105:= N/mm2

Ia hp3

12:= I 612=

δ8 Fjp rm3 ϕc 90-( )2

106 EOl I:= δ 0.019= mm

1.6.2. Calculul corpului bielei.

Calculul la intindere si compresiune:

Calculul corpului bielei se face in cel putin doua sectiuni : in sectiunea mediana I-I, iardaca sectiunea variaza pronuntat in lungul corpului bielei se face calculul si pentrusectiunea II-IICorpul bielei este solicitat la intindere compresiune si flambajEfortul unitar de intindere se calculeaza astfel :

mj m1b mp+( ):= mj 1.276= kg

-pentru sectiunea I-I

F mj- rπ n30

2 1 λ+( ):= F 8549.687-= N

Fcpπ D2

4pmax mj r

π n30

2 1 λ+( )-:= Fcp 41326.238= N

A 394:= mm2 aria sectiunii care se calculeaza

Efortul unitar de compresiune si efortul unitar de intindere se calculeaza astfel :

σc 9.444= MPaσc

FcpA

:= σiFA

:= sadm=150-300 MPaσi 21.7-= MPa

Calculul la flambaj:

In sectiunea I-I forta Fc poate provoca flambajul bielei. Eforturile la flambaj in cele douaplane sunt aproximativ egale pentru dimensiuni ale sectiunilor judicios alese ; considerand corpulbielei ca o bara articulata la capete eforturile de flambaj sunt:

σf 1.1FcpA

:= σf 115.378= MPa sadm=150-300 MPa

Calculul coeficientului de siguranta:

σ1t 500:= MPa β 1:= ε 0.65:= ψ 0.3:= γ 1.12:=

σmax σf:= σmin σi:=

σaσmax σmin-

2:= σa 68.539= MPa

σm 97.693= MPaσm

σmax σmin+2

:=

cσ1t

βε γ

σa ψ σm+

:= c 4.621= c este recomandat 4-6

1.6.3. Calculul capului bielei.

Capul bielei se verifica la intindere sub actiunea fortei de inertieIpotezele de calcul sunt :-forta de inertie se repartizeaza pe capac dupa o lege sinusoidala. -sectiunea periculoasa se afla in dreptul locasurilor suruburilor de biela-capul bielei este o bara curba continua, capacul fiind montat cu strangere.-cuzinetii se deformeaza impreuna cu capacul bielei preluind o parte din efort proportional cu momentul de inertie al sectiunii transversale. In aceasta situatie efortul unitar de intindere in fibra interioara este :

Fjc r-π n30

2 mp m1b+( ) 1 λ+( ) m2b mcp-( )+[ ]:= Fjc 12364.826-= N

-momentul de inertie al capacului:

-momentul de inertie al cuzinetului:

-aria sectiunii capacului:

-aria sectiunii cuzinetului:

-momentul de rezistenta al capacului:

-distanta dintre axele suruburilor bielei:

Icp 5716.66:= mm4

Ic 32.55:= mm4

Acp 850:= mm2

Ac 82.5:= mm2

Wcp 1216.66:= mm3

lp 68:= mm

σ Fjc0.023 lp

1IcIcp

+

Wcp

0.4Acp Ac+

+

:= σ 21.109-= MPa

sadm=160-300 MPa

Calculul coeficientului de siguranta:

Coeficientul de siguranta pentru ciclul pulsator:

c 2σ1t

σmax 1 ε+( ):= c 5.253= c recomandat 5-7

δ0.0024 Fjc lp2EOl Icp Ic+( )

:= δ 0-=

1.6.4. Calculul suruburilor de biela

Suruburile de biela sunt solicitate la intindere de forta initiala Fsp si de forta deinertie a maselor in miscare de translatie si a maselor in miscare de rotatie care se afladeasupra planului de separatie dintre corp si capac. Pentru a asigura strangerea necesara cuzinetilor, forta de strangere initiala asuruburilor trebuie sa fie mai mare decat forta de inertie care revine unui surub

z 2:= χ 0.15:= -coeficient ce tine seama de elasticitatea surubului

Fi Fjc:= Fi1Fiz

:= Fi1 6182.413-= N

Fsp 2 Fi1:= Fsp 12364.826-= N -forta de strangere prealabilaFs Fsp χ Fi1+:= Fs 13292.188-= N -forta maxima de intindere

Tinand seama de fortele ce solicita suruburile de biela, acestea se dimensioneaza in functiede solicitarea la intindere si se verifica la oboseala Diametrul fundului filetului se determina astfel:

cc 2:= coeficient de siguranta se afla in intervalul 1.25..3

c1 1.3:= factor ce tine seama de solicitarile la torsiune

c2 1.2:= factor ce tine seama de curgerea materialului2

σc 1100:= limita de curgere a materialului suruburilor apartine intervalului (600..1400) N/mm

ds cc-4π

c1c2

Fsσc:= ds 5.774= mm

Diametrul partii nefiletate

d's cc-4π

Fsσc:= d's 5.547= mm

Calculul coeficientului de siguranta:

Aria surubului la diametrul fundului filetului:

Asπ ds2

4:= As 26.182= mm2

σmaxFs-

As:= σmin

Fsp-As

:=

σmax 507.692= MPa σmin 472.272= MPa

σmσmax σmin+

2:= σv

σmax σmin-2

:=

σm 489.982= MPa σv 17.71= MPa

Pentru ciclul de solicitare de tip pulsator, coeficientul de siguranta se determina astfel:

β 5.2:= ε 0.85:= γ 1.2:= ψ 0.2:= σ1 600:= MPa

cσ1

βε γ

σv ψ σm+

:= c 3.187= c recomandat 2.5-4

1.7 CALCULUL ARBORELUI COTIT.

Avand in vedere conditiile de functionare, prin calcul, arborele cotit se verifica lapresiune specifica si incalzire, la oboseala si la vibratii de torsiune. Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptandu-se prinprelucrarea statistica a dimensiunilor arborilor cotiti existenti.Materiale pentru arboreal cotit , , conditii tehnice si de exploatare Fata de materialul pentru confectionarea arborelui cotit se impugn urmatoarelecerinte : rezistenta la oboseala inalta , posibilitatea obtinerii unei duritati ridicate asuprafatelor fusurilor buna prelucrabilitate . Se utilizeaza otelurile carbon de calitate OLC45 , OLC 60 aliate cu Mn , Mo , V. Duritatea fusurilor se obtine prin calirea C.I.F. ,adancimea fiind 3…4 mm . La arborii cotiti turnati trebuie sa se acorde o atentie deosebitaconditiilor de montaj deoarece nerespectarea acestor prescriptii pot sa conduca ladeformatii de natura sa produca ruperea arborelui . 1.7.1. Verificarea fusurilor la presiune si incalzire Pentru apreveni expulzarea peliculei de lubrifiant dintre fusuri si cuzinet trebuie sa se limitezepresiunea maxima pe fusuri. Presiunea specifica conventionala maxima pe fusurile manetoane si paliere se calculeaza astfel;

dm 45:= mm -diametrul fusului maneton dp 62:= mm -diametrul fusului palier

lp 40:= mm -lungimea fusului palierlm 38:= mm -lungimea fusului manetonh 19:= mm -grosimea bratuluib 95:= mm -latimea bratului

a 29:= mm

Rmmax 11168:= N -forta maxima ce incarca fusul maneton

Rpmax 32823:= N -forta maxima ce incarca fusul palier

pmmaxRmmaxdm lm

:= pmmax 6.531= MPa ppmaxRpmaxdp lp

:= ppmax 13.235= MPa

Presiunea specifica medie conventionala pe fusurile manetoane si paliere se determinacu relatiile:

Rmm 9860.71:= N Rmm si Rpm reprezinta mediile aritmetice ale valorilor fortelor care incarca fusurile paliere si manetoaneRpm 14408.62:= N

pmRmmdm lm

:= pm 5.766= MPa

ppRpmdp lp

:= pp 5.81= MPa

Verificarea fusului la incalzire se efectueaza initial pe baza unui ciclu simplificat siacesta se refera la determinarea coeficientului de uzura.ξ 1.06:=

Km pm ξπ dm n

60

3:= Km 2579915.464=

Kp pp ξπ dp n

60

3:= Kp 4187969.93=

Verificarea prin aceasta metoda nu ia in considerare factorii caracteristici airegimului hidrodinamic de ungere.

1.7.2.Verificare la oboseala. Calculul arborelui cotit ca o grinda static nedeterminata implica dificultati. De aceeacalculul impune adoptarea unor scheme simplificate de incarcare si deformare careconsidera arborele cotit ca o grinda discontinua alcatuita dintr-un numar de parti egal cunumarul coturilor. Calculul se efectueaza pentru fiecare cot in parte in urmatoareleipoteze simplificatoare:a) fiecare cot reprezinta o grinda simplu rezemata pe doua reazeme.b) reazemele sunt rigide si coaxiale.c) momentele de incovoiere in reazeme se neglijeaza.d) fiecare cot lucreaza in domeniul amplitudinilor maxime ale momentelor de incovoiere side torsiune si a fortelor variabile ca semn. e) In reazemul din stanga cotului actioneaza un moment de torsiune egal cu sumamomentelor coturilor care preced cotul de calcul

1.7.2.1Calculul fusului palier la oboseala.

Fusul palier este solicitat la torsiune si incovoiere dupa un ciclu asimetric. Deoarecelungimea fusului este redusa, momentele incovoietoare au valori mici si in aceste conditiise renunta la verificarea la incovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioara aarborelui cotit sunt solicitate la momentede rasucire mai mici decat acelea ce actioneaza infusurile dinspre partea posterioara a arborelui si mai ales asupra fusului final, deoarece inacesta se insumeaza momentele medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuiedezvoltat pentru fiecare cilindru in parte, ceea ce implica insumarea momentelor detorsiune tinandu-se cont de ordinea de aprindere.

Mpmin 311-:= Nm Mpmax 1210:= Nm

Wpπ dp3

32:= Wp 23397.797=

σpminMpmin 103

Wp:= σpmin 13.292-=

σpmaxMpmax 103

Wp:= σpmax 51.714=

τ_1 180:= σpaσpmax σpmin-

2:= MPa

γ 1.2:=

σpmσpmax σpmin+

2:= MPax 2.5:=

τ0 1.8 τ_1:= ψr2 τ_1 τ0-

τ0:=

Coeficientul de siguranta se calculeaza cu relatia:

Cpτ_1

xγ

σpa ψr σpm+

:= Cp 2.577=

1.7.2.2. Calculul fusului maneton la oboseala:

Fusul maneton este solicitat la incovoiere si torsiune. Calculul se efectueaza pentru un cotce se sprijina pe 2 reazeme si este incarcat cu forte concentrate. Deoarece sectiuneamomentelor maxime ale acestor solicitari nu coincide in timp, coeficientul de siguranta sedetermina separat pentru incovoiere si torsiune si apoi coieficentul global de siguranta.Reactiunile din reazeme se determina din conditia de echilibru a fortelor si momentelor. Esteconvenabil ca fortele ce actioneaza asupra fusului sa se descompuina in 2 directii: una in planulcotului cealalta tangentiala la fusul maneton.Calculul fusului maneton la torsiune.

Mtmax 507350:= Nm Mtmin 259376-:= Nm

Wpmπ16

dm3:= Wpm 17892.352= mm3 -modul de rezistenta polar

τmaxMtmaxWpm

:= τmax 28.356=

-eforturi unitare de torsiuneτmin

MtminWpm

:= τmin 14.496-=

βτ 2:= εr 0.7:= ψr 0.1:= γt 1.1:= τ_1 180:=

τaτmax τmin-

2:= τm

τmax τmin+2

:=

Coeficientul de siguranta pentru solicitarea la torsiune este dat de relatia:

Cττ_1

βτγt εr

τa ψr τm+

:= Cτ 3.195=

Calculul fusului maneton la incovoiere se face pe baza urmatoarelor relatii:

Mimax 485623:= Nm Mimin 359376-:= Nm

Wmπ16

dm3:= Wm 17892.352= mm3

σmaxMimax

Wm:= σmax 27.141= MPa

σminMiminWm

:= σmin 20.085-= MPa

βσ 2:= εr 0.7:= ψr 0.1:= γσ 0.8:= σ_1 280:=

σaσmax σmin-

2:= σm

σmax σmin+2

:=

Coeficientul de siguranta pentru solicitarea de incovoiere este dat de relatia:

Cσσ_1

βσγσ εr

σa ψr σm+

:=Cσ 3.306=

Coeficienul de siguranta global:

CmCσ Cτ

Cσ2 Cτ2+:= Cm 2.297=

1.7.3.Calculul bratului arborelui cotit.

Bratul arborelui cotit este solicitat la sarcini variabile de intindere, compresiune,incovoiere si torsiune.Coeficientii de siguranta pentru aceste solicitari se determina inmijlocul laturii mari a sectiunii tangente fusului palier unde apar cele mai marieforturi unitare. In planul cotului ia nastere o solicitare compusa de incovoiere Tensiunea totala se calculeaza astfel:Bzmax 74433:= Bzmin 62324:=

σmax Bzmax6 a

b h2

1b h

+

:= σmax 418.882= MPa

σmin Bzmin6 a

b h2

1b h

+

:= σmin 350.737= MPa

σmσmax σmin+

2:= σa

σmax σmin-2

:=

γσ 1.1:= ψσ 0.1:= x 1.5:= σ_1 280:=

Coeficientul de siguranta pentru solicitarea de incovoiere este dat de relatia:

Cσσ_1

xγσ

σa ψσ σm+

:=Cσ 3.296=

Bratul arborelui cotit este supus si la solicitarea de torsiune

K 0.27:= Tmax 23545:= Tmin 9854-:=

τmax0.5 a Tmax

K b h2:= τmax 36.87= MPa

τmin0.5 a Tmin

K b h2:= τmin 15.431-= MPa

τmτmax τmin+

2:= τa

τmax τmin-2

:=

x 2:= ψt 0.1:= γt 1.1:=

Coeficientul de siguranta pentru solicitarea la torsiune este dat de relatia:

Ctτ_1

xγt

τa ψt τm+

:=Ct 3.702=

Coeficientul de siguranta global:

CbrCσ Ct

Cσ2 Ct2+:= Cbr 2.462=

1.8. CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUTIE

Materiale pentru mecanismul de distributie Avand in vedere conditiile functionale , organelle mecanismului de distributie sunt solicitatein mod diferit , materialul trebuind sa asigure o rezistenta inalta la uzura . Supapele materialul supapelor este otel Cr-Ni obisnuit , Cr-Si . Ghidul supapei materil cu propietati antifrictiune rezistente la temperature inalte ( fontarefractara si bronzul refractar ) Scaunul supapei - fonta refractara , bronz de aluminiu sau otel refractar . Arcurile supapei oteluri aliate cu continut ridicat de siliciu ( elasticitate )

1.8.1.Parametri principali ai distributiei.

da 34:= mm -diametrul talerului supapei de admisiedca 0.9da:= - diametrul canalului de admisie

dca 30.6= mm

de 32:= mm -diametrul talerului supapei de evacuare

dce 0.85 de:= - diametrul canalului de evacuare

dce 27.2= mm

δ 7:= mm -diametrul tijei supapei

Viteza de curgere a gazelor prin canal:

WmS 10 3- n

30:= Wm 11.76=

ms

Viteza medie a pistonului

i 1:= numarul supapelor de admisie si evacuare

Viteza de curgere a gazelor prin canalul deadmisieWca

D2

dca2 δ2-( ) iWm:= Wca 62.341=

ms

Viteza de curgere a gazelor prin canalul deevacuareWce

D2

dce2 δ2-( ) iWm:= Wce 80.075=

ms

Se recomanda urmatoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime: - admisie 40..90 m/s - evacuare 70..110 m/s

Aria sectiunii efective de trecere:

Acaπ4

dca2 δ2-( ):= Aca 696.931= mm2

Aceπ4

dce2 δ2-( ):= Ace 542.584= mm2

Viteza de curgere a gazelor pentru hmax:

h 7.5:= inaltimea maxima de ridicare a supapelor γ 45:=

Aria sectiunii de trecere agazului pe sub supapa Asamax π h dca cos γ

π180

h sin γπ

180

cos γπ

180

2+

:=

Asamax 572.299= mm2

Asemax π h dce cos γπ

180

h sin γπ

180

cos γπ

180

2+

:=

Asemax 515.652= mm2

Wsa Wmπ D2

4 Asamax i:= Wsa 75.917=

ms

Wse Wmπ D2

4 Asemax i:= Wse 84.257=

ms

Se recomanda urmatoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime: - admisie 70..100 m/s - evacuare 80..110 m/s

1.8.2. Determinarea profilului camei

Se foloseste o cama profilata dupa metoda polinomiala, care considera pentru fiecareportiune a camei o variatie a acceleratiei de tip polinomial avind termenii polinomului degrade corespunzatoare unei progresii aritmetice. a 8:= p a 2+:= q p a+:= r q a+:= s r a+:= hm 0.004:=

ωπ n30

:= α0 90π

180:= α 90-

π180 89-

π180, 90

π180..:=

Cp2 q r s

p 2-( ) q p-( ) r p-( ) s p-( ):= Cq

2- p r sq 2-( ) q p-( ) r q-( ) s q-( )

:=

Cr2 p q s

r 2-( ) r p-( ) r q-( ) s r-( ):= Cs

2- p q rs 2-( ) s p-( ) s q-( ) s r-( )

:=

C2p- q r s

p 2-( ) q 2-( ) r 2-( ) s 2-( ):=

hs α( ) hm 1 C2αα0

2+ Cp

αα0

p+ Cq

αα0

q+ Cr

αα0

r+ Cs

αα0

s+

:=

vs α( ) hmωα0 2 C2

αα0

p Cp

αα0

p 1-+ q Cq

αα0

q 1-+ r Cr

αα0

r 1-+ s Cs

αα0

+

:=

as α( ) 2 C2 p p 1-( ) Cpαα0

p 2-+ q q 1-( ) Cq

αα0

q 2-+ r r 1-( ) Cr

αα0

r 2-+

s s 1-( ) Csαα0

s 2-+

...

hm:=

0

2.5 10 3-

5 10 3-Ridicarea camei

hs α( )

α 180π

3-

2-

1-

0

1

2

3Viteza

vs α( )

α

2- 103

0

2 103

4 103

Acceleratia tachetului

as α( )

α

1.8.4Calculul de rezistenta al pieselor mecanismului.

Masele reduse ale mecanismului.

md' 40:=g

cm2 md md' Aca 10 2-:= md 278.772=

1.8.4.1 Calculul arcurilor supapei.

Arcurile trebuie sa mentina supapa inchisa si sa asigure legatura cinematica intre ea sicama cand fortele de inertie tind sa desprinda tachetul de pe cama, la orce regim defunctionare. Forta minima a arcului (F0) se deternina din conditia nedeschiderii supapei deevacuare la depresiunea din cilindru

ps 1.5 105:= N/m2 - presiunea de supraalimentare

pr 1.25 105:= N/m2 - presiunea in cilindru in timpul evacuarii

kr 2:= - coeficient de rezerva

Fgaπ dca 10 3-( )2

4ps pr-( ):= Fga 18.385= N

F0 25:= Fmax kr F0:= Fmax 50=

Dimensiunile arcului

Dr 0.8 dca:= Dr 24.48= mm

Diametrul sarmei

χ 1.24:= χ 1.25..1.17( )= coeficient ce depinde de raportul diametrelor Drd

τ 500:= N/mm2 - rezistenta admisibila pentru otelul de arc

d8 χ Fmax Dr

π τ:= d 2.78= mm Se adopta d 3:= mm

Numarul de spire active:

G 8.1 104:= N/mm2 - modulul de elasticitate transversal

irχ G d Fmaxπ Dr τ

:= ir 5.152:=

i ir 2+:= i 7.152= - numarul spirelor active

Pasul arcului este:

Δmin 0.6:= mm - jocul minim intre spirele arcului = (0.5..0.9)

t dFmax

ir+ Δmin+:= t 5.251:= mm

1.8.4.2 Calculul arborelui de distributie.

Materiale:Arborii de distributie se confectioneaza din otel, suprafetele care lucreaza la uzura (camele sifusurile de reazem) se supun tratamentului termochimic de cementare HRC = (55..65)

Fr 15.6:= Fjmax 16.5:= Fg 13.2:= ls 34:= l1 30:= lt 105:= b 18:=

Ft Fr Fjmax+ Fg+( )lslt:=

σ 0.418Ft Eb r

:= σ 25.635= N/mm2- efortul unitar de strivire pe tachet plan

sadm=60..120 N/mm2

Sageata de incovoiere

l 108:= mm d 35:= mm

f 6.8Ft l12 1 l12+( )

E l d4( ):= f 0.079:= mm - se admite f = (0.05..0.1) mm

1.8.4.3 Calculul culbutorului.

σ 0.418 Ftlt E

ls b r:= σ 195.582:= N/mm2 - strivire s < 200 N/mm^2

mm

i 1.5:=

s 1-

hmω2

α02

E 120000=

mm