1

UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV

FACULTATEA DE MECANICA – DEPARAMENTUL AUTOMOBILE RUTIERE

PROIECT DE AN LA DISCIPLINA

PROCESE SI CARACTERISTICI ALE

MOTOARELOR

STUDENT : Croitoru Constantin

FACULTATEA: Inginerie Mecanica

SECTIA: Automobile Rutiere

ANUL: III – F.R.

GRUPA: 1411

INDRUMATOR DE PROIECT

Prof. dr. ing. Gheorghe BOBESCU

Dr. ing. Dorin DUMITRASCU

2

ANUL UNIVERSITAR 2013 – 2014

UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV

FACULTATEA DE MECANICA – DEPARAMENTUL AUTOMOBILE RUTIERE

STUDENT : Croitoru Constantin

FACULTATEA: Inginerie Mecanica

SECTIA: Automobile Rutiere

ANUL: III – F.R.

GRUPA: 1411

TEMA DE PROIECTARE

Sa se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare,pentru un automobil cu puterea maxima de 130 Kw, turatia maxima de 3600 rot./min, cu patru cilindri in linie.

Brasov, iunie 2014 Indrumator de proiect, Prof. dr. ing. Gheorghe BOBESCU Dr. ing. Dorin DUMITRASCU

3

Calculul termic al motorului cu aprindere prin comprimare

Puterea nominala Pn = 130 Kw = 176.8 CpTuratia nominal nn = 3600 rot/minNumarul de cilindri I = 4

Parametri initiali

T0 = 293 K - temperatura initialap0 = 1.02*10^5 N/m2 - presiunea initialaTr = 800 C - temperature gazelor rezidualepr = 1.1*10^5 N/m2 - presiunea gazelor reziduale = 1.5 - coeficientul exces de aer = 18 - raportul de comprimare

Parametrii procesului de schimbare a gazelor

Se adopta:pa = 0.86*105 N/m2 - presiunea la sfarsitul admisiei

∆T=¿ 15 K - preancalzirea amesteculuiVP = 1.14 - coeficient de postardere

Se determina prin calculi:

Coeficientul gazelor reziduale:

γ r=T 0+ΔT

T r

+pr

ε∗pa∗ν p−pr

=293+15850

+ 1. 1∗10−5

18∗0 .86∗10−5∗1. 14−1. 1∗10−5=0 .024

Temperatura la sfarsitul admisiei:

T a=T 0+ΔT+γ r∗T r

1+γ r=293+15+0 . 024∗850

1+0. 024=320 .703 K

Coeficientul de umplere:

4

ηV=Pa∗T0

p0∗T a

∗ εε−1

∗V p

1+γr= 0 . 86∗10−5∗293

1 .02∗10−5∗320.703∗18

18−1∗ 1.14

1+0 . 024≃0.9

Parametrii procesului de comprimare

Se adopta: n1 = 1.38 - exponent politropic de comprimare

Se determina prin calcule:

Presiunea la sfarsitul comprimarii

pc=pa∗εn1=0 .86∗10−5¿181 .38 =46 . 427∗105N /m2

Temperatura la sfarsitu comprimarii:

T c=T a∗εn1−1

=320 .703∗181 .. 38−1 =961 .848 K

Parametrii procesului de ardere

Se adopta:c = 0.857 Kg compozitia motoriniih = 0.133 Kg compozitia motoriniio = 0.010 Kg compozitia motoriniiQi = 41868 Kj/kg = 0.9 - coeficient de utilizare acalduriiπ = 1.6 - coeficient de crestere a presiunii

Aerul minim necesar arderii combustibilului:

Lmin=1

0 . 21 ( c12

+ h4− o

32 )= 10 . 21 ( 0 . 857

12+ 0. 133

4−0 .01

32 )=0 . 497kmol aer/kg comb.

Cantitatea reala necesara arderii combustibilului:

L=λ∗Lmin=1. 5∗0 . 497=0 .745 kmol aer/kg comb.

Coeficientul teoretic de variatie molara a incarcaturii proaspete:

5

μ0=L+ h

4+ c

12L

=0.745+ 0 .133

4+ 0 .857

120 .745

=1 . 140

Coeficientul real de variatie molara a incarcaturii proaspete:

μ f=μ0+γ r1+γ r

=1 . 140+0 .0241+0 . 024

=1 .136

Caldura specifica molara medie a amestecului initial:

Cμν' =20+17 . 4∗10−3∗T c=20+17 . 4∗10−3∗961 .848=36 . 736kj/kmol k

Caldura specifica molara medie a gazelor de ardere pentru >1

Cμν'' =(20+ 9 .2

λ )+(13 . 8λ

+15 .5)∗10−4∗T z=(20+ 9. 21 . 5 )+(13 .8

1.5+15 .5)∗10−4∗T Z

Cμν''

=26.133 + 0.002*TZ

= 26.133 + 24.700*10-4*Tz

Temperatura la sfarsitul arderii:

ζ∗Qi

λ∗Lmin (1+γr )+(Cμν

' +Rm∗π )∗TC=¿¿

¿

¿

0.00276887 Tz2 + 38.615087 Tz - 88212.1321 = 0

X1 = 1803.62762 ; x2 =6973.07701

Tz1 =18040 K

Presiunea la sfarsitul arderii:

pz=pz '=π∗pc=1. 5∗46 .427∗105=6964050 N/m2 69.640*105 N/m2

Gradul de destindere prealabila se calculeaza cu relatia:

6

ρ=V z

V a

=μ f

π∗T z

Tc

=1 .1361 .5

∗1804961 .848

=1 . 42

Parametrii procesului de destindere

Se adopta n2 = 1.28

Gradul de destindere:

δ=V b

V z

= ερ=18

1 . 42=12. 676

Presiunea la sfarsitul destinderii:

pb=pz

δn2=69 .640∗105

12 .6761 .28 =269799 .727N/m2 = 2.69*105 N/m2

Temperatura la sfarsitul destinderii:

T b=T z

δn2−1

=180412 .6761. 28−1 =885.934

0K

Parametrii principali ai motorului:

Se adopta: r = 0.96 - coeficientul de rotunjire a diagrameim = 0.81 - randamentul mecanic

Presiunea medie a ciclului teoretic se obtine din:

pi'=

pc

δ−1 [ π ( ρ−1 )+π∗ρn2−1 (1−1

δn2−1 )−1

n1−1 (1−1

δn

2−1 )]=

=46 .427∗105

12 . 676−1 [1 . 5 (1 .42−1 )+1 .5∗1 . 421 .28−1

∗(1−1

12. 6761 .28−1 )−11. 37−1

∗(1−1

12 . 6761. 37−1 )]=1135103.567 N /m2

pi'=11.351∗105 N /m2

Presiunea medie indicata:

pi=μr∗pi'=0 . 96∗11.351∗105=10.896∗105

N/m2

7

Randamentul indicat al motorului:

ηi=RM

pi∗M 1∗T 0

p0∗ην∗Q i

=8 .314∗pi∗λ∗Lmin∗T 0

p0∗ην∗Qi

=8. 314∗10 . 896∗105∗1.5∗0 . 497∗2931 .02∗105∗0 . 85∗41868

=0. 65

Presiunea medie efectiva:pe=ηm∗p i=0 .65∗10 . 896∗105=7 .0824∗105

N/m2

Randamentul efectiv:ηe=ηm∗ηi=0 .81∗0 . 65=0 .5265

Consumul specific efectiv de combustibil:

ge=3600ηe∗Qi

=36000 .5265∗41868

=0 . 163kg/kw h

Dimensiunile fundamentale ale motorului

Se adopta: Φ= S

D=1. 1

Capacitatea cilindrica necesara:

V h=120000∗pn

pe∗n∗i=120000∗130

7 .0824∗105∗3600∗4=1 .529

litri

Determinarea alezajului si cursei:

D=3√ 4∗V h

π∗Φ=3√ 4∗1 .529

3 .14159∗1 .1=1.209dm

120 mm

S=Φ∗D=1 .1∗0 .120=0 .132mmm = 132 mm

Viteza medie a pistonului:

W m=S∗n30

=0 .132∗360030

=15 . 84m/s

Cilindreia totala:

8

V t=i∗V h=4∗1 .529=6 . 116 litri

Puterea litrica a motorului va fi:

Pl=Pn

V t

=1306 .16

=21 . 10kw/l

Diagrama indicataVolumul la sfarsitul admisiei:

V a=V h∗εε−1

=1 .529∗1818−1

=1 .618dm3

Volumul la sfarsitul compresiei:

V c=V a

ε=1. 618

18=0 . 089

dm3

px=pa∗(V a

V x)n1

; px=(V z

V x)n2

Se dopta urmatoarele marimi pentru corectarea diagramei: unghiul de avans la aprindere αs = 350RAC – 0.610 rad unghiul de avans la deschiderea supapei de evacuare αev = 400RAC – 0.698rad lungimea bielei b = 0.286

X s=S2 [ (1−cosα s)+

λ4 (1−cos*2α s )]=132

2 [ (1−cos350)+ 1 .54

(1−cos 2∗350 )]=28 .220mm

pc'' =1.2∗46 .427∗105=55 .712∗105

N/m2

X ev=S2 [(1−cos αev )+ λ

4 (1−cos*2α ev )]=1322 [ (1−cos400 )+ 1.5

4(1−cos2∗400)]=35 .893

mm

pa' =

pa+ pb

2=0 . 86∗10−5+2 . 69∗105

2=1 .345∗105

N/m2

9

V c

' =π∗D2∗X s

4=3. 141592∗0. 122∗0 . 28220

4=0 .03191

dm3

V b

' =V a−π∗D2∗Xev

4=1 .618−3 .141592∗0. 122∗0 .35893

4=1.344

dm3

V z=ρ∗V c=1 .5∗0 . 089=0.1335 dm3

V b=ρ∗δ∗V c=1 .5∗12 .676∗0 . 089=1 .692dm3

Caracteristica externa

Puterea efectiva Pe

α1, α2, α3 - coeficienti care depend de coeficientul de elasticitate al motorului ce

Se adopta ce = 0.55

α1=3−4∗ce2∗(1−ce )

= 3−4∗0 .572∗(1−0.57 )

=0 .83 ; α2=

2∗ce2∗(1−ce )

= 2∗0 .572∗(1−0.57 )

=1 .32;

α 3=−1

2∗(1−ce )= −1

2∗(1−0 .57 )=−1.16

Pe=Pm[α1∗( nnm )+α 2∗( n

nm )2

+α 3∗( nnm )

3 ]=130¿ [0 .83∗( n3600 )+1. 32∗( n

3600 )2

+(−1 .16 )∗¿ ]¿¿

¿

Momentul efectiv Me

Viteza unghiulara: ω=π∗n

30= π∗3600

30=376.9911

rad/s

Momentul maxim: MM=

Pm

ω=130000

376 . 9911=344 .83

N*m =34.483daN*m

M e=Mm [α 1+α2∗( nnm

)+α 3∗( nnm )

2 ]=34 . 483[0 .83+1. 32∗( n3600 )+(−1 .16 )∗( n

3600 )2]=

Consumul specific

10

c=cmin∗MM

M e

=163∗34 .483M e

=

Consumul orar

C=10−3∗c∗Pe

Tabel cu valorile caracteristicii exterioare

ni[ rot/min] Pei [W] Mei [N*m] ci [g/kw h] C[g/h]

800 30861,18 394,6388 170,0862 5249,061

900 35425 399,6622 167,9483 5949,57

1000 40081,1 404,0684 166,1169 6658,151

1100 44810,1 407,8573 164,5738 7374,5671200 49592,59 411,0288 163,3039 8098,663

1300 54409,19 413,5831 162,2953 8830,357

1400 59240,5 415,5202 161,5388 9569,637

1500 64067,13 416,8399 161,0273 10316,56

1600 68869,68 417,5423 160,7564 11071,24

1700 73628,77 417,6274 160,7236 11833,881800 78325 417,0953 160,9287 12604,741900 82938,97 415,9459 161,3734 13384,15

2000 87451,3 414,1791 162,0618 14172,512100 91842,59 411,7951 163 14970,342200 96093,45 408,7938 164,1967 15778,232300 100184,5 405,1753 165,6631 16596,882400 104096,3 400,9394 167,4134 17427,11

2500 107809,5 396,0862 169,4646 18269,92600 111304,7 390,6158 171,8379 19126,37

2700 114562,5 384,528 174,5584 19997,85

2800 117563,5 377,823 177,6562 20885,892900 120288,3 370,5007 181,1673 21792,313000 122717,6 362,5611 185,1346 22719,27

3100 124831,9 354,0042 189,6096 23669,33

3200 126611,8 344,83 194,6542 24645,52

3300 128038 335,0385 200,3429 25651,5

11

3400 129091 286,2089 234,5231 30274,823500 129751,5 286,2089 234,5231 30429,723600 130000 286,2089 234,5231 30488,01

3700 129817,2 286,2089 234,5231 30445,14

Cinematica mecanismului biela manivela

α

ω

S

R

l

λ

- unghiul de rotaţie al manivelei

- unghiul de înclinare al axei bielei

- viteza unghiulară de rotaţie a arborelui cotit

- cursa pistonului

- raza manivelei

- lungimea bielei

- raportul dintre raza manivelei şi lungimea bielei

ω=π∗n30

= π∗360030

=376.99rad/s

R=S /2=132/2=66mm

λ=Rl ; unde ia valori intre 1/32…1/1.42

Se adopta 1/3.6

l= Rλ=66

0 .277778=237 .599

mm

max. =150

12

Ap=π∗D2

4=π∗0 .1202

4=0 .0113009m2

Deplasarea pistonului:

SX=R[ (L−cos α )+1λ

(1−cos β )]SX=R[ (1−cos α )±λ

4(1−cos2∗α )]

Volumul cilindrului la un moment dat:

V p=π∗D2

4∗S X

Viteza pistonului:

v=Rω(sinα± λ2 )sin 2

α vmax=arccos [√( 1

4 λ )2

+12−

14 λ ]

- unghiul de viteza maximaAcceleratia pistonului:

j=Rω2 (cosα± λcos2α ) ; j1=Rω2*cos α ; j2=Rω2∗λ*cos2α

α [grd] β [grd] SX [m] Vp [l] vp [m/s] j [m/s2] j2 [m/s2] j1 [m/s2]

0 0,00000 -5E-05 -5,7E-06 0 11,98558 2,605562 9,380016

10 0,04825 -4,9E-05 -5,5E-06 4,05E-06 11,68594 2,448428 8,814332

20 0,09515 -4,5E-05 -5,1E-06 7,91E-06 10,81031 1,995976 7,185509

30 0,13934 -3,9E-05 -4,4E-06 1,14E-05 9,426114 1,302781 4,690008

40 0,17951 -3,1E-05 -3,5E-06 1,43E-05 7,637961 0,452451 1,628823

50 0,21443 -2,1E-05 -2,4E-06 1,66E-05 5,576907 -0,45245 -1,62882

60 0,24295 -1E-05 -1,2E-06 1,81E-05 3,387227 -1,30278 -4,69001

70 0,26408 1,2E-06 1,36E-07 1,89E-05 1,212178 -1,99598 -7,18551

80 0,27709 1,31E-05 1,48E-06 1,89E-05 -0,8196 -2,44843 -8,81433

90 0,28148 2,48E-05 2,81E-06 1,83E-05 -2,60556 -2,60556 -9,38002

100 0,27709 3,6E-05 4,07E-06 1,72E-05 -4,07725 -2,44843 -8,81433

110 0,26408 4,63E-05 5,24E-06 1,56E-05 -5,20413 -1,99598 -7,18551

120 0,24295 5,56E-05 6,28E-06 1,37E-05 -5,99279 -1,30278 -4,69001

130 0,21443 6,35E-05 7,17E-06 1,15E-05 -6,48181 -0,45245 -1,62882

140 0,17951 7E-05 7,91E-06 9,28E-06 -6,73306 0,452451 1,628823

150 0,13934 7,51E-05 8,49E-06 6,96E-06 -6,82055 1,302781 4,690008

160 0,09515 7,88E-05 8,9E-06 4,63E-06 -6,81836 1,995976 7,185509

170 0,04825 8,1E-05 9,15E-06 2,31E-06 -6,78909 2,448428 8,814332

180 0,00000 8,17E-05 9,23E-06 1,62E-21 -6,77445 2,605562 9,380016

190 -0,04825 8,1E-05 9,15E-06 -2,3E-06 -6,78909 2,448428 8,814332

200 -0,09515 7,88E-05 8,9E-06 -4,6E-06 -6,81836 1,995976 7,185509

210 -0,13934 7,51E-05 8,49E-06 -7E-06 -6,82055 1,302781 4,690008

220 -0,17951 7E-05 7,91E-06 -9,3E-06 -6,73306 0,452451 1,628823

230 -0,21443 6,35E-05 7,17E-06 -1,2E-05 -6,48181 -0,45245 -1,62882

240 -0,24295 5,56E-05 6,28E-06 -1,4E-05 -5,99279 -1,30278 -4,69001

250 -0,26408 4,63E-05 5,24E-06 -1,6E-05 -5,20413 -1,99598 -7,18551

260 -0,27709 3,6E-05 4,07E-06 -1,7E-05 -4,07725 -2,44843 -8,81433

270 -0,28148 2,48E-05 2,81E-06 -1,8E-05 -2,60556 -2,60556 -9,38002

280 -0,27709 1,31E-05 1,48E-06 -1,9E-05 -0,8196 -2,44843 -8,81433

290 -0,26408 1,2E-06 1,36E-07 -1,9E-05 1,212178 -1,99598 -7,18551

300 -0,24295 -1E-05 -1,2E-06 -1,8E-05 3,387227 -1,30278 -4,69001

310 -0,21443 -2,1E-05 -2,4E-06 -1,7E-05 5,576907 -0,45245 -1,62882

320 -0,17951 -3,1E-05 -3,5E-06 -1,4E-05 7,637961 0,452451 1,628823

330 -0,13934 -3,9E-05 -4,4E-06 -1,1E-05 9,426114 1,302781 4,690008

340 -0,09515 -4,5E-05 -5,1E-06 -7,9E-06 10,81031 1,995976 7,185509

350 -0,04825 -4,9E-05 -5,5E-06 -4,1E-06 11,68594 2,448428 8,814332

360 0,00000 -5E-05 -5,7E-06 -5,7E-21 11,98558 2,605562 9,380016

370 0,04825 -4,9E-05 -5,5E-06 4,05E-06 11,68594 2,448428 8,814332

380 0,09515 -4,5E-05 -5,1E-06 7,91E-06 10,81031 1,995976 7,185509

390 0,13934 -3,9E-05 -4,4E-06 1,14E-05 9,426114 1,302781 4,690008

400 0,17951 -3,1E-05 -3,5E-06 1,43E-05 7,637961 0,452451 1,628823

410 0,21443 -2,1E-05 -2,4E-06 1,66E-05 5,576907 -0,45245 -1,62882

420 0,24295 -1E-05 -1,2E-06 1,81E-05 3,387227 -1,30278 -4,69001

430 0,26408 1,2E-06 1,36E-07 1,89E-05 1,212178 -1,99598 -7,18551

440 0,27709 1,31E-05 1,48E-06 1,89E-05 -0,8196 -2,44843 -8,81433

450 0,28148 2,48E-05 2,81E-06 1,83E-05 -2,60556 -2,60556 -9,38002

460 0,27709 3,6E-05 4,07E-06 1,72E-05 -4,07725 -2,44843 -8,81433

470 0,26408 4,63E-05 5,24E-06 1,56E-05 -5,20413 -1,99598 -7,18551

480 0,24295 5,56E-05 6,28E-06 1,37E-05 -5,99279 -1,30278 -4,69001

490 0,21443 6,35E-05 7,17E-06 1,15E-05 -6,48181 -0,45245 -1,62882

500 0,17951 7E-05 7,91E-06 9,28E-06 -6,73306 0,452451 1,628823

510 0,13934 7,51E-05 8,49E-06 6,96E-06 -6,82055 1,302781 4,690008

520 0,09515 7,88E-05 8,9E-06 4,63E-06 -6,81836 1,995976 7,185509

530 0,04825 8,1E-05 9,15E-06 2,31E-06 -6,78909 2,448428 8,814332

540 0,00000 8,17E-05 9,23E-06 4,87E-21 -6,77445 2,605562 9,380016

550 -0,04825 8,1E-05 9,15E-06 -2,3E-06 -6,78909 2,448428 8,814332

560 -0,09515 7,88E-05 8,9E-06 -4,6E-06 -6,81836 1,995976 7,185509

570 -0,13934 7,51E-05 8,49E-06 -7E-06 -6,82055 1,302781 4,690008

580 -0,17951 7E-05 7,91E-06 -9,3E-06 -6,73306 0,452451 1,628823

590 -0,21443 6,35E-05 7,17E-06 -1,2E-05 -6,48181 -0,45245 -1,62882

600 -0,24295 5,56E-05 6,28E-06 -1,4E-05 -5,99279 -1,30278 -4,69001

13

Calculul organologic al motorului

Blocul motor

Blocul motor îndeplinește rolul de schelet al motorului, el servind la fixarea și amplasarea diverselor mecanisme și subansamble. În timpul funcționării blocul motor preia forțele și momentele dezvoltate în diferitele mecanisme. Deaceea principalele condiții pe care trebuie să le îndeplinească sunt:

rigiditate optimă și stabilitate dimensională. Blocul de cilindri se realizează prin turnare.

În ceea ce priveşte construcţia se recomandă ca el să fie realizat sub forma unui corp cu zabrele.

Acestea vor fi constituite din nervurile piesei turnate, iar pereţii vor fi atât de subţiri cât permite tehnologia

14

I. Calculul principalelor piese ale mecanismului bielă-manivelă I.I. Proiectarea si calculul cãmãsii de cilindruLa motorul răcit cu lichid se disting trei soluții constructive de cilindrii:

cilindru prelucrat direct în bloc cămașă umedă cămașă uscată.

Se alege soluția cu cilindru prelucrat direct în bloc. Calculul cilindruluiIn timpul functionării pereții cilindrului sunt solicitați de forța de presiune a gazelor, forța

normală de sprijin a pistonului si dilatării termice. La proiectarea camasii umede, grosimea peretiilor se adopta din conditii de rigiditate:

d=0 .07∗D+2=0 .07∗120+2=10 .4mm

Se adopta grosimea peretilor δ = 10 mmTensiunea de intindere in sectiune transversal:

D1=D+2∗δ=120+2∗10=140mm - diametrul exterior

Dmed=D+D1

2=120+140

2=130mm

- diametrul mediu de etansare

Pg = presiunea maxima a gazelor =69.64N/mm2

σ t=0 .25∗pg∗Dmed

δ=0 .25∗69 .64∗130

10=22. 633 N /mm2

Tensiunea de încovoiere în sectiunea transversala:

unde: W= π

32∗D1

4−D4

D1

= π32

∗1404−1204

140=123980[mm3 ]

σ i=(N∗h )max

W=

123980=

… de aflat si completat

N=…..[N] N = forta normal pe peretale cilindrului

h =….[mm] h = distant din P.M.I.pana la axa boltului

15

Fig. 1. Schema dispunerii forțelor pentru calculul cămășii de cilindru

Tensiunea totala:

∑σ =σ t+σ i=

Tensiunile insumate nu trebuie sa depaseasca 59N/mm2

II. Proiectarea si calculul pistonului

Pistonul este reperul mecanismului motor, care îndeplinește următoarele funcții: - transmite bielei, prin intermediul bolțului, forța de presiune a gazelor; - transmite cilindrului reacțiunea normală, produsă de bielă; - etanșează, împreună cu segmenții, camera de ardere; - evacuează o parte din căldura degajaă în procesul de ardere; - contribuie la dirijarea gazelor in cilindru; - conține, parțial sau integral, camera de ardere.

16

Dimensiunile principale ale pistonului

Din punct de vedere constructive, ansamblul piston, are urmatoarele elemente functionale:

Fig. 2. Parțile componente ale pistonului 1-cameră de ardere 2-capul pistonului 3-bosaje pentru bolț 4-fustă 5-inserțiile de oțel sau fontă 6-bolțul 7-siguranțele bolțului 8-segmenții

Modele de pistoane pentru motoarele cu aprindere prin comprimare

Alegerea materialului:S-a ales un material pe baza de Al (aliaj eutectic) de tipul ATC Si12CuMgNi cu elemente de

aliere de baza Si 12%Majoritatea constructorilor utilizeazã aliaje eutectice datoritã dilatãrii reduse a acestora si calitãtilor bune în ceea ce priveste frecarea. Totodatã aliajele eutectice sunt mai putin sensibile la formarea fisurilor.

Elemente dimensionale ale pistonului

17

D – diametrul cilindrului D =120 mmH – lungimea pistonuluiH = 0.7… 0.8*D

Se adopta: H = 0.8*DH = 0.8*120=96 mm

L – lungimea mantaleiL = 0.500 … 1.000*D

Se adopta: L =0.75*DL = 0.75*120= 90 mm

l1 – inaltimea de compresiel1 = 0.550 … 0.850*D

Se adopta: l1 = 0.7*Dl1 =0.7*120=84 mm

h – inaltimea de protective a segmentului de foc

h = 0.100 ..0.180*D

Se adopta: h = 0.140 mmh = 0.140*120=16.8 mm

hc - grosimea flanculuihc = 0.045 … 0.055*D

Se adopta: hc = 0.140 mmhc =.050*120=6 mm

δ – grosimea capuluiδ = 0.140 .. 0.170*D

Se adopta: δ = 0.155δ =0.155*120=18.6 mm

b – distant dintre bosajeb = 0.250 … 0.500*D

Se adopta: b = 0.375b = 0.375*120= 45 mm

II.I. Calculul capului pistonului

18

Capul pistonului se verificã în ipoteza cã acesta este o placã circularã încastratã pe contur, de grosime constantã, încãrcatã cu o sarcinã uniform distribuitã, datã de presiunea maximã a gazelor din cilindru:

σ rl=0 ,1875⋅( pgmax−1 )⋅d i

2

δ2=0 . 1875∗(69 .640−1)∗0.1022

0 .1552=55 . 733394∗105

[N/m2] unde: di - diametrul interior al capului pistonului [m];

rl - efortul unitar(a=200…300*105 [N/m2] pentru aluminiu);pgmax- presiunea maximã a gazelor din cilindrul motorului [N/m2].

di = 0.750… 0.900*D di = 0.85*120= 102 mm

II.II. Calculul zonei port segment

Umărul canalului pentru segment este supus la solicitări de încovoiere şi forfecare de către forţa de presiune a gazelor scăpate prin interstiţiul dintre piston şi cămaşa cilindrului, care actioneaza asupra segmentului.

Efortul unitar la incovoiere

σ i=M i

W z

=2 ,28⋅pgmax⋅( Rp−rihc )

2

=2.28∗69.640∗105 ( 0.060−0 .0510 .006 )

2

=35725320[N/m2]

=35.72N/mm2

unde: Rp=

Dp

2=120

2=60mm

ri=d i

2=102

2=51mm

unde:

M i=0 ,76⋅pgmax⋅π⋅(R p2−r

i2)⋅R p−ri

2=0 .76∗69 . 640∗105∗π ( 0.0602−0 . 0512)∗0 .060−0 . 051

2=74 .74∗105

[N/m]

W z=2⋅π⋅(Rp−Rp−r

2 )⋅hc2

2=2∗π∗(0 .060−0 .060−0 .051

2 )∗0 .0062

2=6 .27

Efortul unitar la incovoiere

τ f=0 ,76⋅pg⋅π⋅(Rp

2−ri2)

π⋅(R p2−r2)

=0 ,76⋅pgmax=0 .76∗69 ,640∗105=52. 9264∗105 [N /m2 ]

Efortul unitar echivalent

19

σ ech=√σ i2+4⋅τ2=√35 .722+4⋅52.922=105 . 84∗105 N /m2

În regiunea port-segment, secţiunea din dreptul segmentului de ungere este redusă din cauza orificiilor pentru evacuarea uleiului. Ea se verifică la compresie:

σ c=pgmax⋅π⋅D p

2

4⋅A A

=69 .640∗ π∗1202

4∗11309=69 .604 N /mm2

unde : AA – reprezinta aria sectiunii reduse [m2]

AA−A=π∗d 1

2

4=π∗1022

4=11309.73mm2

II.III Calculul jocurilor segmentului în canal

Grosimea segmentului fiind:

b=

D p

2⋅√K⋅

pgmax

100⋅√ 1

σ a

=1202

⋅√0. 08⋅69 .640100

⋅√ 16=5 . 78

1[mm]

unde: K= 0,08 - constantã;

pgmax - presiunea maximã din cilindru [daN/mm2 ]

a - efortul unitar admisibil [daN/mm2 ]

a = 5,5…6,5 [daN/mm2]

se poate calcula distanta dintre segmenti si umãrul canalului din piston:

ja=f⋅tb⋅α⋅T⋅Dp

[mm]2unde: f -constantã

f=0,075 pentru segemntul de foc,

f=0,028 pentru ceilalþi segmenþi de compresie,

f= 0,046 pentru segmentul de ungere);

20

t - grosimea radialã a segmentului [mm];

b - grosimea axialã a segmentului [mm];

- coeficient de dilatare pentru materialul pistonului [1/oC]; =1

850=0 .0011764

T - temperatura segmentului de foc [oC]. =8500C

Jocul dintre segmenti si umãrul canalului din piston

Diametrul pistonului [mm]

Tipul segmentului

100 150 200 250 300

Jocul dintre segmentul de foc si umãrul canalului

[mm]

0,04…0,10

0,05…0,15

0,06…0,18

0,07…0,22

0,08…0,25

Jocul dintre segmenþii de

compresiune si umãrul canalului

[mm]

0,02…0,06

0,02…0,08

0,03…0,09

0,03…0,11

0,04…0,13

Jocul dintre segmentul de ungere si umãrul canalului

[mm]

0,02…0,04

0,02…0,05

0,03…0,06

0,03…0,07

0,04…0,07

Distanta radialã dintre segment si peretele canalului se calculeazã cu urmãtoarea relatie:

[mm]3Dat fiind faptul cã sub actiunea fortei de presiune a gazelor, fortei normale si temperaturii agentului de lucru, pistonul se deformeazã, acesta se concepe eliptic în sectiune transversalã (axa micã a elipsei dupã axa alezajului pentru bolt).

Proiectarea si calculul boltului

Proiectarea bolţului trebuie să satisfacă cerinţele privind obţinerea unei mase cât mai reduse şi o rigiditate sufiecientă pentru funcţionarea mecanismului motor.

21

Se alege soluția constructivă cu bolț fix în bielă și flotant în piston. Adoptarea materialului boltului: 16MnCr5 Dimensiunile constructive ale bolțului:

Elemente dimensionale ale bolțului

deb dib

l lb

- diametru exterior- diametru interior

- lungime bolt- lungimea de contactcu piciorul bielei

deb =(0.24 … 0.28)*D = 0.26*120 = 31.2 mmdib =(0.65 … 0.75)* deb = 0.7*31.2 = 21.84 mm

se adopta 22 mml =(0.88 … 0.93)*D = 0.9*120 = 108 mmlb =(0.26 … 0.3)*D = 0.28*120 = 33.6 mm

Verificarea la uzurãRezistenta la uzurã poate fi apreciatã dupã mãrimea valorilor presiunilor specific în piciorulbielei (pb) si în umerii pistonului (pp).

22

Schema de calcul a boltului

Conventional se consideră că forța care solicită bolțul este:

4- presiunea în locasurile din piston;

5- presiunea în piciorul bielei;

Domnule profesor imi cer scuze, dar nu am avut posibilitatea (timp) sa termin proiectul dupa ultimile cerinte, ramanand sa suport consecintele.Cu respect ,Croitoru C.

23

Bibliografie:

1. Gheorghe,B., Vladimir,E., Alexandru,R. s.a. – Motoare pentru automobile si tractoare Vol I Chisinau Editura Tehnica 1996.

2. Mircea. N., - Calculul si constructia motoarelor cu ardere interna I Curs Universitatea ‘’TRANSILVANIA’’ Brasov.