Proiect motoare

UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTIFacultatea de Transporturi

Departamentul ,,Autovehicule Rutiere”

CONSTRUCTIA SI CALCULUL

MOTOARELOR CU ARDERE INTERNA

PROIECT

Coordonator stiintific: Student: As.dr.ing. Dinu Fuiorescu

Grupa:

BUCURESTI2015

CUPRINSPage | 1

Tema de proiect...........................................................................................................................3

Capitolul l. Analiza structurilor tehnico-constructive. Analiza modelelor similare...................41.1. Soluția constructivă adoptată...................................................................................4

1.2 Analiza performanțelor motoarelor similare cu cel din temă...................................6

Capitolul 2. Calculul termic al motorului...................................................................................92.1. Metoda de calcul......................................................................................................92.2. Evaluarea rapidității motorului...............................................................................102.3. Calculul proceselor de schimbare a gazelor...........................................................102.3.2. Calculul procesului de comprimare....................................................................122.3.3. Calculul procesului de ardere..............................................................................122.3.4. Calculul procesului de destindere.......................................................................162.5. Calculul presiunii medii efective..................................................................172.6. Calculul dimensiunilor fundamentaleale motorului (D, S)....................................192.7. Indicii tehnico-economici ai motorului..................................................................202.8. Bilantul energetic al motorului (pentru arderea a 1 kg combustibil).....................21

Capitolul 3. Calculul dinamic...................................................................................................243.1. Alegerea tipului de mecanism bielă manivelă.......................................................243.2. Calculul dimensiunilor principale ale mecanismului motor..................................24

3.3. Stabilirea maselor pieselor în mișcare ale mecanismului motor...........................24

3.4 Calculul forțelor și momentului care acționeză asupra echipajului mobil

al unui cilindru........................................................................................................................25

Capitolul 4 Segmenții...............................................................................................................33 4.2 Calculul segmentului de compresie.......................................................................33 4.2.1 Stabilirea dimensiunilor sectiunii.......................................................................33 4.2.2 Rostul de dilatare................................................................................................33Capitolul 5 Bolțul......................................................................................................................34Capitolul 6 Pistonul...................................................................................................................36 6.1 Stabilirea dimensiunilor...........................................................................................36 6.2 Calculul pistonului...................................................................................................36Capitolul 7 Biela.......................................................................................................................37 7.1 Alegerea materialului................................................................................................37 7.2 Calculul piciorului bielei...........................................................................................40

7.3 Calculul capului bielei................................................................................................41 7.4 Calculul corpului bielei..............................................................................................43

Capitolul 10 Arborele cotit..............................................................................................46

Page | 2

Temă de proiect

Proiectarea generală a unui M.A.I. pentru tracțiune rutieră în 4τ, răcit cu lichid, având următoarele caracteristici:

-Tip motor: M.A.S.;-Putere efectivă Pe [kW]: 35;-Turație de putere maximă n [min-1]: 4800;-Număr cilindri i, dispunere: 3 în linie;-Raport de comprimare ε [-]: 7.6;-Presiunea de admisie p0 [MPa]: 0,1;-Coeficientul de exces de aer λ [-]: 0,86;-Utilizare: Autoturism.

Page | 3

Capitolul l. Analiza structurilor tehnico-constructiveAnaliza modelelor similare

Formula funcțional-constructivă cuprinde ansamblul soluțiilor de principiu care conferă motorului o anumită individualitate.

Motorul proiectat face parte, după puterea nominală și utilizare, din categoria motoarelor ușoare care cuprinde motoare cu aprindere prin scânteie (MAS) și prin comprimare (MAC) pentru autovehicule rutiere, ambarcațiuni mici, avioane, utilizări industriale pe instalații fixe și mobile de putere mică.

1.1. Soluția constructivă adoptată

Tipul admisiei

Motoarele în patru timpi pot avea admisia normală sau forțată, prin supraalimentare. Supraalimentarea, astăzi, reprezintă principala cale de sporire a puterii litrice.

La motorul proiectat s-a adoptat admisia normală.

Numărul de timpi ai ciclului motor (τ)

Motoarele în doi timpi au avantajul unor puteri litrice ridicate și al simplității mecanismului de distribuție prin supape la motoarele foarte mici. În schimb prezintă dezavantajele unui randament efectiv redus din cauza desfășurării schimbului de gaze în condiții mai dificile, ceea ce conduce și la un grad mai mare de poluare a mediului prin emisiile de noxe din gazele de evacuare.Pentru aceste motive motoarele în doi timpi și-au găsit utilizarea numai la motoarele la care cele două avantaje menționate devin preponderente. În consecință pentru motorul proiectat s-a adoptat ciclul în patru timpi (τ=4).

Raportul dintre cursa pistonului (S) și diametrul cilindrului (D)

Raportul ψ=S/D influnețează mult performanțele motoarelor, tendința generală în dezvoltarea motoarelor fiind reducerea lui. Un raport ψ scăzut înseamnă o cursă S și raza manivelei R=S/2 reduse, ceea ce duce la o viteză medie a pistonului wpm=S∙n/30 coborâtă, și un factor de inerție S∙n2 redus, deci forțe de interție

Page | 4

mici care permit creșterea turației. Diametrul mare permite utilizarea unor supape cu secțiune de curgere sporită, favorizând umplerea, dar determină creșterea forței de presiune a gazelor datorită măririi suprafeței active a pistonului.

Combustibilul utilizat

Se va alege combustibilul de natură petrolieră, benzina, încă utilizată la majoritatea motoarelor cu aprindere prin scânteie, amestecul aer-combustibil având loc în afara camerei de ardere.

Coeficientul de exces de aer (λ)

Pentru motorul de proiectat s-a optat pentru un coeficient de exces de aer λ=0,86.

Raportul de comprimare (ε)

Creșterea raportului de comprimare reprezintă principala cale de sporire a economicității motorului cu ardere internă. În acest context, ținând seama de realizările recente în domeniu, s-a ales ε=7.6.

Tipul răcirii

Răcirea motoarelor ușoare se face cu lichid sau cu aer. Răcirea cu lichid este mai eficientă și instalația necesită o putere mai mică pentru antrenare astfel randamentul mecanic al motorului fiind mai ridicat. Este însă mai complicată constructiv și de intreținut.

La motorul proiectat se va adopta răcirea cu lichid.

Page | 5

1.2 Analiza performanțelor motoarelor similare cu cel din temă

Plecand de la datele din tema de proiectare: motor cu aprindere prin scanteie(MAS), Pe=¿ 35 kW, n = 4800 rot/min se face următorul tabel care cuprinde cîteva motoare ale căror caracteristici sunt apropiate cu cele ale motorului prezentat în tema de proiect.

În tabelul următor sunt prezentate:

puterea efectivă a motorului (Pe); numărul de turații (n); cursă/alezaj (S/D); raportul de comprimare (ε); cilindreea unitara (V s);

cilindreea totală (V t);

presiunea medie efectivă (pe);

puterea litrică (PL);

viteza medie a pistonului (Wmp);

pe=30 ∙ τ ∙ Pe

V s ∙n ∙ i[ MPa ]; (2.1)

PL=Pe

V t

; (2.2)

W pm=s ∙ n30

∙10−3[m /s ] (2.3)

Page | 6

Tabelul 1.2 Analiza performanțelor motoarelor similare motorului dat în temă

Nr.

Tip autovehicul

Pe n D s Ψ i ε Volum

total

PL Ps Pei pe Wpm

1 Daewoo Tico 36 5000 68.5 72 1.051 3 9.3 0.796 45.226 40.907 32.562 1.447 12.000

2 Opel Corsa B 40 5600 72.0 78.6 1.092 3 10.1 0.973 41.110 33.657 32.748 1.175 14.672

3 Suzuki Wagon R

38 5500 74.0 77 1.041 3 9.5 0.93 40.860 31.668 29.452 1.189 14.117

4 Opel Agila 43 5600 72.0 78.6 1.092 3 10.0 0.973 44.193 36.181 35.204 1.263 14.672

5 VW Polo 40 4750 76.5 86.9 1.136 3 10.8 1.198 33.389 24.214 29.009 1.125 13.759

6 Smart Fortwo 1998

34 5250 63.5 63 0.992 3 9.5 0.599 56.761 59.744 35.787 1.730 11.025

7 Subaru Justy 37 5500 78.0 69.6 0.892 3 9.5 0.997 37.111 25.888 25.811 1.080 12.760

8 Smart Fortwo 1999

37 5250 66.5 67 1.008 3 9.0 0.698 53.009 50.874 35.510 1.616 11.725

9 Suzuki Alto 40 6000 68.0 60.4 0.888 3 10.5 0.658 60.790 55.796 36.714 1.496 13.087

Puterea efectivă a motorului

Potrivit tabelului 2.1 puterea efectivă a motorului se încadrează între valorile 34 kW și 43kW. Cea mai mare valoare fiind înregistrată la motorul 4,cea mai mica la motorul 6

Numărul de turații

Turația variază între 4750 rpm și 6000 rpm, astel cea mai mare valoare este deținută de motoarul 9, iar cea mai mică de motorul 5. Celelalte motoare avînd turații intermediare intervalului.

Alezajul

Alezajul variază între 63.5 mm și 78.0 mm. Alezajul maxim fiind deținut de motorul 5, iar cel minim de motorul 6.

Cursa pistonului

Page | 7

Cursa pistonului se încadrează între valorile 63 mm și 86.9 mm. Motorul 5 avand valoarea maximă a cursei, iar motorul 9 avand valoarea minimă.

Raportul cursă/alezaj

Raportul cursă/alezaj este cuprins în intervalul 0.888 și 1.136 Valoarea maxima fiind deținută de motorul 5, iar cea minima de motorul 9.

Cilindreea totală

Cilindreea totală variază între valorile 0.658 dm3 și 1,198 dm3. Motorul 5 deține valoare maxima, iar valoarea minima corespunde motorului 9.

Presiunea medie efectivă

Presiunea medie efectivă se încadrează între valorile 0,689 MPa și 0,967 MPa.Valoarea maxima o deține motorul 2, iar minima corespunde motorului 6.Celelalte motoare au valori ale presiunii medii efective apropiate de valoarea maxima cu exceptia motorului 1, a carui presiune medie efectiva este apropiata de cea minima.

Puterea litrică

Puterea litrică variază de la 33.389 kW/dm3 pană la 60.790 kW/dm3. Valoarea maxima este deținută de motorul 5, iar minima de motorul 9.

Viteza medie a pistonului

Viteza medie a pistonului variază între 11.025m/s și. 14.672 m/s. Motorul 3 deține valoarea maximă a vitezei medii a pistonului, iar motorul 6 deține valoarea minima.

Page | 8

Capitolul 2. Calculul termic al motorului

2.1. Metoda de calcul

Se utilizează metoda ciclului teoretic corectat, care este mai expeditivă dar a cărei precizie depinde de alegerea corespunzătoare, din date statistice, a unui număr relativ mare de parametri.

În figura 2.1 se prezintă diagrama ciclului teoretic, pentru motorul cu aprindere prin scânteie (MAS).

Ipotezele simplificatoare ce caracterizează ciclul teoretic:

-evacuarea forțată (b’-g) și admisia (s-a) – izobare, la pg> p0, respective pa<p0;-comprimarea (a-c) și destinderea (z-b) , politrope de exponent constant, nc respectiv nd;

Page | 9

zp

c

b

pg g b’’p0

paa

s0

VVsVc

Va

fig 2.1

-arderea (c-z) –izocoră în PMI de la sfârșitul cursei de compresie;-evacuarea liberă (b-b’) –izocoră în PME de la sfârșitul cursei de destindere;-supapele se deschid și închid în punctele moarte ale mecanismului motor;-declanșarea scânteii electrice în PMI de la sfârșitul cursei de comprimare (se neglijează avansul).

2.2. Evaluarea rapidității motorului

Din relatia: Pe=pe [ MPa ] ∙i ∙V s[dm

3] ∙ n[rpm ]30 ∙ τ

(2.2.1)

reiese V s=120 ∙ Pe

pe ∙ i ∙ n[d m3] (2.2.2)

Alegem valori in intervalele prestabilite:

pe=1 MPa ; ψ ¿

V s=120 ∙35

1 ∙3∙4800=0 ,291d m3

Totodata, V s=π ∙D 2

4∙ S=π ∙D 3

4∙ψ , ψ= S

D(2.2.3)

D= 3√ 4 ∙V s

π ∙ψ[dm ]=0 ,71dm , S=ψ∙ D=0,71dm (2.2.4)

W pm=S [m ] ∙ n[rpm ]

30 [ms ]=11 .36ms

(2.2.5)

Se va alege pentru viteza medie a pistonului valoarea calculata de W pm=11 .36ms . Cum Wpm>10 rezultă

că motorul se încadrează în categoria motoarelor cu aprindere prin scânteie rapide.

2.3. Calculul proceselor de s chimbare a gazelor

2.3.1.1 Coeficientul de umplere ηV si presiunea la sfarsitul admisiei Pa Page | 10

(k=1,4, P0=0 ,1 MPa, T 0=298 K ¿

Se va alege presiunea în timpul evacuării forțate pg, ținând cont de condițiile pg/p0=1,03..1,15. Cum p0

s-a considerat 0,1 MPa prin temă, obținem o presiune pg=0.109 MPa (considerând pg/p0=1,1).

Se obține temperatura la sfârșitul evacuării Tg din intervalul Tg=900...1000K (pentru MAS). Se va opta pentru o valoare a temperaturii la sfârțitul evacuării de Tg=950K.

Pentru a putea trece la calculul coeficientului de umplere ηv, trebuie aleasă mai întâi presiunea la sfârșitul admisiei pa din condiția pa/p0=0,8..0,9 (pentru MAS rapid). Cu valoarea raportului presiunilor de 0,9 , obținem pa=0,085 MPa pentru aceeași valoare p0=0,1 MPa.

Aflarea coeficientului de umplere ηv se face folosind formula 2.3.1.

Se fac precizările:-temperatura de admisie T0=298 K;-exponent adiabat pentru gaz poliatomic k=1,4 (se consideră încărcătura proaspătă drept gaze biatomice, neglijându-se vaporii de benzină sau gaze arse reziduale);-temperatura din poarta supapei T0’=T0+ΔT, unde ΔT are valori cuprinse între 10...45 K pentru MAS.

Alegem ΔT=28 K. Se obține astfel T0’=298+28=326K;

ηV=pa∙ [ε+ (k−1 ) ∙ (ε−1 ) ]−pg

p0∙(ε−1)∙ k ∙T ' 0

T 0

(2.3.1.1)

Efectuând înlocuirile și calculele se ajunge la valoarea

ηv=0,753 ϵ (0,75 ; 0,85).

2.3.1.2 Coeficientul de gaze de ardere reziduale γ:

Se trece apoi la calculul coeficientului de gaze arse reziduale . Se află cu formula 2.3.2.1 , dedusă din relația γr=Ng/N0, cu Ng și N0 din ecuațiile de stare.

γ r=pg

p0

∙1ηv

∙1

ε−1∙T 0

T g(2.3.1.2)

Rezultă γ r=0,068 care aparține intervalului (0,06 ; 0,18).

2.3.1.3 Temperatura la sfârșitul admisiei Ta

Page | 11

Pentru calculul temperaturii la sfârșitul admisiei Ta se pornește de la ecuația de bilanț masic în timpul admisiei Na=N0+Ng=N0∙(1+γr) și ecuația de stare paVa=Na∙RM∙Ta de unde se deduce relația 2.3.3.

T a=pa

p0

∙1ηv

∙ε

ε−1∙

1γ+1

∙ T 0 (2.3.1.3)

Rezultă Ta=362.69 K ϵ (320 ; 370).

2.3.2. Calculul procesului de comprimare

Presiunea la sfârșitul comprimării

Se calculează presiunea la sfârșitul comprimării.

paV amc= pcV c

mc =>pc=pa ∙ εmc (2.3.2.1)

unde mc se alege între valorile 1,28...1,37 pentru MAS. Obținem presiunea la sfârșitul comprimării

pc=pa ∙ εmc=0,085∙7.61,325=1,24 MPa (2.3.2.2)

Asadar, pc=1,24 MPa, cu mc = 1,325 valoare cuprinsă in intervalul (1,28 ; 1,37).

Temperatura la sfârșitul comprimării

Temperatura la sfârșitul comprimării reiese din formula: T aV a

mc−1= T cV cmc−1=>T c=T a ∙ ε

m c−1=701.13 K (2.3.2.3)

Cu același mc=1,325 avem temperatura la sfârșitul comprimării Tc = 701 K, valoare ce se află in interiorul intervalului (600 ; 800).

2.3.3. Calculul procesului de ardere

a.) Compozitia gazelor de ardere [kmol/kg comb.]

Page | 12

Combustibilul care arde în cilindrii motorului este definit prin participațiile masice ale conținutului său de carbon (c), hidrogen (h) și oxigen (o).

Astfel, combustibilul specific motoarelor de automobil, benzina (pentru MAS) se caracterizează prin urmatoarele compoziții medii:

c = 0,854 kg C/kg comb.h = 0,142 kg H2/kg comb.o = 0,004 kg O2/kg comb.Hi= 43529 kj/kg

Coeficientul de utilizare al caldurii ξz aparține intervalului [0.8 … 0.95] , alegem valoarea de 0.87.Cantitatea de aer minim necesară pentru arderea completă a unui kilogram de combustibil se determină

cu relația :

L0=1

0,21∙( c

12+ h

4− o

32 )[kmol aer/kg comb.] (2.3.3.1)

Considerând compozițiile prezentate anterior se va obține următoarea valoare pentru L0 = 0,5073 kmol aer/kg comb.

Cantitatea reala de aer fiind:

L = L0=0 . 4362kmol aer/kg comb. (2.3.3.2)

Compoziția gazelor de ardere depinde de coeficientul de dozaj al aerului λ.În cazul motoarelor cu aprindere prin scânteie amestecul de aer combustibil se caracterizează prin valori

ale coeficientului de dozaj al aerului, λ, ce variază în jurul valorii stoichiometrice 0,85 < λ < 1,05. Întrucât calculul termic se efectuează pentru regimul de putere maximă, care se obține la funcționarea cu amestec bogat, se consideră valori ale lui λ în limitele 0,85…0,95. Atunci când λ < 1 compoziția gazelor de ardere este precizată de următoarele relații:

NCO=0,42 ∙ (1−λ ) ∙ L0=0,029 kmol CO / kg comb. (2.3.3.3)

NCO2= c

12−N CO=

0,85412

−0.029=0,042kmol CO2 / kg comb. (2.3.3.4)

N H 2O=h

2=0,142

2=0,071 kmol H2O / kg comb. (2.3.3.5)

N N2=0,79 ∙ L=0 ,344 kmol N2 / kg comb. (2.3.3.6)

N f=∑j

N j=NCO2+NCO+N H 2O

+N N2=0,042+0,029+0,071+0,344

N f=0,488 kmol g.a./kg comb. (2.3.3.8)

Page | 13

Participatiile molare (volumice) ale gazelor de ardere:

nCO=NCO

N f

=0,0290,488

=0,059 kmol/kg (2.3.3.9)

nCO2=

NCO2

N f

=0,0420,488

=0,086kmol/kg (2.3.3.10)

nH 2O=

NH 2O

N f

=0,0710,488

=0,1348 kmol/kg (2.3.3.11)

nN2=

N N2

N f

=0,3440,488

=0,7049 kmol/kg (2.3.3.12)

n f=nCO+nCO2+nH 2O

+nN2=0,059+0,086+0,1348+0,7049=0,9996 kmol /kg

(2.3.3.13)

Coeficientul chimic (teoretic) de variatie molara:

μc=N f

N0

=¿ 1,096 > 1 (dilatare molara) (2.3.3.14)

N0=L+ 1114

=0,445kmol /kg (2.3.3.15)

114 - masa moleculara aparenta a benzimei

Coeficientul total (real) de variatie molara:

N g=γ ∙ N0=0,0378 kmoli (2.3.3.16)

μ=N f+N g

N0+N g

=γ+μc

1+γ=1,089<μc (2.3.3.16)

Asadar 1<μ<μc

Page | 14

b.) Parametrii de stare la sfarsitul arderii

În funcţie deT c= 701 K , care în tabelul standardizat este cuprins între temperaturile

700 K<T c< 800 K, vom calcula prin interpolare energia internă U la temperatura T c pentru aer și

energia internă U la temperatura T c pentru gazele de ardere.

Q=Hi−119538 ∙ (1−λ ) ∙ L0=35039 .1721kJkg

(2.3.3.17)

Pentru aer:

La T c1 = 700 K ⇒UTc1aer=14886

kJkmol

;

La T c2 = 800 K ⇒UTc2aer=17209

kJkmol

;

UTcaer=14909 .23

kJkmol

; (2.3.3.18)

Pentru gazele de ardere:

UTcCO=UTc2

CO −( 800−T c )(UTc2

CO−UTc 1CO )

800−700=14876 .18

kJkmol

;

UTcCO2=UTc2

CO2−(800−Tc ) (U Tc2

CO2−U Tc1CO2 )

800−700=21356 .1

kJkmol

;

UTcH 2O=UTc2

H 2O−(800−Tc ) (U Tc2

H 2O−U Tc1H 2O )

800−700=18376 .84

kJkmol

;

UTcN2=U Tc2

N 2 −( 800−T c ) (UTc2

N2 −U Tc1N 2 )

800−700=14799 .73

kJkmol

;

UTcg .ar=nCOUTc

CO+nCO2U Tc

CO2+nH 2OUTc

H 2O+nN2UTc

N2=15623 .846kJ

kmol; (2.3.3.19)

Page | 15

U z=

ξ z ∙Q

N 0

+UTcaer+γ ∙UTc

g . ar

μ(1+γ )(2.3.3.20)

Efectuand inlocuirile si calculele obtinem U z=67442 .40kJ

kmol

U z1,2=∑

j

n j ∙UTzj ; T z=T z1

+(T z2−T z1 ) ∙

U z−U z 1

U z2−U z1

(2.3.3.21)

Alegem T z1=2400K . (se regaseste in intervalul 2400...3000)

U z1=65743 .40 K

Alegem T z2=2500K .

U z2=68309 .167 K

U z1<U z<U z2

Calculand T z prin interpolare la U z obtinem:

T z=2466 ,21K , apartine intervalului de valori uzuale 2400...3000.

Rezulta astfel:

pz=pc ∙ μ ∙T z

T c (valori uzuale intre 3,5 ... 7,5 MPa)

pz=4 .74 MPa

λ p=T z

Tc , ρ=1

λ p=3 ,82

Page | 16

2.3.4 Calculul procesului de destindere

Cu ajutorul lui md , exponentul politrop mediu pentru destindere calculam presiunea si temperatura la finalul destinderii. md = 1.3 cu valori uzuale (1.25…1.35)

Presiunea la finalul destinderii :

pd=pz ∙( ρε )md

=0 .339 MPa , cu valori uzuale (0.3…0.6) [MPa] (2.3.4.1)

Temperatura la finalul destinderii :

T d=T z ∙( ρε )md−1

=1342 .1K , cu valori uzuale (1200…1700) [K] (2.3.4.2)

2.5 Calculul presiunii medii efective

2.5.1 Presiunea medie indicata

Se calculează presiunea medie indicată a ciclului de referință:

pi=ηd ∙ pi'−φp ∙ ( pg−pa ) (2.5.1.1)

Unde ηd - coeficient de corecţie al diagramei

ηd=Pi

' '

Pi' =0 ,92…0 ,96 , cu valori intre (0,92 . . . 0,96) (2.5.1.2)

pi'=

pa ∙ εmc

ε−1 [λ p ( ρ−1 )+λp ∙ ρmd−1 [1−( ρε )

md−1]− 1mc−1 (1− 1

εmc−1 )]=0 ,817 MPa(2.5.1.3)

În care: φ p=0 ,75…1 ,0 ⇒ alegem φ p=0 ,87 ; ρ=1

Se traseaza diagrama indicata in coordonate p-V si se planimetreaza aria A a buclei motoare, dupa rotunjirea digramei. Trasarea diagramei se face considerand V a=1.

V Pc PdPage | 17

1 0.085 0.3390.9 0.097 0.3880.8 0.114 0.4530.7 0.136 0.5380.6 0.167 0.6580.5 0.212 0.8340.4 0.286 1.1150.3 0.419 1.6210.2 0.717 2.747

0.131 1.256 4.7610.131 4.761 4.761

V z=ρε=0 ,1149 (2.5.1.4) V c=

1ε=0 ,1149 (2.5.1.5)

pc=pa

V mc (2.5.1.6)

pd=

pd

V md

(2.5.1.7)

Page | 18

0 0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.20

0.2110.4220.6330.8441.0551.2661.4771.6881.899

2.112.3212.5322.7432.9543.1653.3763.5873.7984.009

4.224.4314.6424.8535.0645.2755.4865.6975.9086.119

6.336.5416.7526.963

A=43 .8c m2

l=17 .3cm

h= Al=2 ,52cm (2.5.1.8)

K p=0 ,331MPacm

pi' '=h ∙K p=0 ,784 MPa (2.5.1.9)

ηd=Pi

' '

Pi' =

0 ,7840 ,817

=0 ,96 (2.5.1.10)

Page | 19

pi=ηd ∙ pi'−φp ∙ ( pg−pa )=0 ,783 MPa , se afla in intervalul 0,75 ... 1,55.

2.5.2 Presiunea medie efectiva

pe=ηm∙ p i=0 ,705 MPa , se afla in intervalul 0,70 ... 1,40. (2.5.2.1)

Unde ηm - randament mecanic

ηm=0 ,7…0 ,9pentru MAS, am ales ηm=0 ,9

2.6 Calculul dimensiunilor fundamentaleale motorului (D, S)

Cilindreea totala:

V t [d m3 ]= 30 ∙ τ ∙ Pe [kW ]pe [MPa ]∙ n[rpm ]

=1 ,241dm3 (2.6.1.1)

τ - numarul de timpi ai ciclului motor

i - numarul de cilindri

Cilindreea unitara:

V s=V t

i=1 ,241

3=0 ,413d m3 (2.6.1.2)

Diametru cilindru:

D=100 ∙3√ 4 ∙V s[dm

3]π ∙ψ

=80 .71mm , rotunjim la 81 mm (2.6.1.3)

Cursa pistonului:

S [mm ]= 4 ∙V s[dm3]

π ∙ D2[mm]∙106=80 .14 (2.6.1.4)

Se va rotunji si aceasta valoare la un numar intreg si se va recalcula ψ.

Asadar S=80mm , iar ψ= SD

=8081

=0 .987

Viteza medie a pistonului:

W pm=S [m ] ∙ n[rpm ]

30 [ms ]=12 ,8ms , W pm>10

ms - motor rapid.

Page | 20

2.7 Indicii tehnico-economici ai motorului

2.7.1 Parametrii indicati

Randamentul indicat:

Rm=8 ,315KJ

kmol ∙ K

ηi=Rm∙pi ∙N0 ∙T 0

p0 ∙ ηv ∙ H i

=0 ,288 , cuprins in intervalul (0,28 . . . 0,34) (2.7.1.1)

Consumul specific indicat de combustibil:

c i=3 ,6 ∙106

ηi ∙ H i

=287 .164 g /kWh (2.7.1.2)

2.7.2 Parametrii efectivi

Randamentul efectiv:

ηe=ηmηi=0 ,259 , cu valori in intervalul ( 0,25 . . . 0,32) (2.7.2.1)

Consumul specific efectiv de combustibil:

ce=c i

ηm

=319 .071g

kWh , cu valori in intervalul (270 . . . 330) (2.7.2.2)

Consumul orar de conbustibil:

Ch=ce10−3Pe [kW ]=11 .167kg /h (2.7.2.3)

Puterea litrica:

PL=Pe

V t

= 351 ,241

=28 .20 kW /L (2.7.2.4)

Page | 21

Puterea specifica:

Ps=4 ∙Pe

i ∙ π D2 =22.64kWdm2 (2.7.2.5)

Puterea pe cilindru:

Pcil=Pe [kW ]

i=11 .66

kWcil

(2.7.2.6)

2.8 Bilantul energetic al motorului (pentru arderea a 1 kg combustibil)

Ecuaţia de bilanţ energetic este:

Q=Q e+Qr+Qg+Q¿+Q rez [kJ

kgcomb] (2.8.1.1)

În care:Q = Hi – cantitatea de căldură disponibilă (procentual: q=100%);

Q=43529kJ

kgcomb

Qe – cantitatea de caldură transformată în lucru mecanic efectiv;

Qe=ηeQ=11274 .011kJh

(2.8.1.2)

qe=Q e

Q=0 ,259>22,5 % (2.8.1.3)

Qr – caldura pierduta prin sistemul de racire;

Qr [ kJkg ]=Qr

' [ kJh ]Ch[ kgh ]

=15775 .682kJkg

(2.8.1.4)

Page | 22

Qr' =0 ,3972∙ i ∙ D1 ,73 ∙ S0 , 575 ∙ n0 ,71 ∙

1+1 ,5ψ

(ε−1 )0 , 286=176167 .041

kJh (2.8.1.5)

qr=Qr

Q=0 ,362>12,4 % (2.8.1.6)

Q g – cantitatea de căldură pierdută prin gazele de evacuare;

Q g=N f ( IT ev

ga−I T o

ga)−N 0(I T 0'

aer−I T0

aer) (2.8.1.7)

T ev=T d ∙( p0

pd)m d−1md =1012 .58 K (2.8.1.8)

Pentru T ev1=1100K⇒I Tev

1

CO2=48249kJ

kmol; I T ev

1

H 2O=40180kJ

kmol;

I Tev1

CO=33639kJ

kmol; I Tev

1

N 2 =33340kJ

kmol;

Pentru T ev2=1200 K⇒I Tev

2

CO2=53840kJ

kmol; I Tev

2

H 2O=44512kJ

kmol;

I Tev2

CO=37062kJ

kmol; I Tev

2

N2 =36748kJ

kmol;

Calculez prin interpolare entalpia gazelor de ardere (CO2, H 2O, N2 și CO ) la temperatura T ev :

I Tev

CO2=I T ev2

CO2−(1200−T ev ) (I T ev2

CO2−I Tev 1

CO2)1200−1100

=48325 ,093kJ

kmol;

I Tev

H 2O=I T ev2

H 2O−(1200−T ev ) (I T ev2

H2O−IT ev1

H 2O)1200−1100

=40238 ,958kJ

kmol;

I Tev

N 2=I Tev2

N2 −(1200−T ev )( I Tev2

N 2 −I T ev1

N2 )1200−1100

=33385 ,396kJ

kmol;

I Tev

CO=I T ev2

CO−(1200−T ev ) ( IT ev2

CO−I Tev 1

CO)1200−1100

=33685 ,587kJ

kmol;

Page | 23

După ce am aflat valorile entalpiilor gazelor de ardere componente, calculăm entalpia gazelor de ardere:

I Tev

ga=nCO2I T ev

CO2+nH 2OI Tev

H 2O+nN2IT ev

N2 +nCO IT ev

O 2 =35703 ,505kJ

kmol;

I T0

ga≈ I 298ga =nCO2

I T0

CO2+nH 2OI T0

H 2O+nN2IT 0

N2+nCO IT 0

O 2=8973 ,092kJ

kmol;

I T ' 0

aer−I T 0

aer≈∆T100

( I 400Kaer −I 300K

aer )=961 ,29kJ

kmol

Asadar, din (2.8.1.7) rezulta: Q g=15665 ,6kJkg

qg=Q g

Q=0 ,359>35,9 %

Q¿ – cantitatea de caldură conținută în gazele de evacuare sub formă de energie chimică, datorită arderii incomplete, (MAS, λ<1)

Q¿=ΔH=119538 (1−λ ) L0=10883 ,411kj

kgcomb(2.8.1.9)

q¿=Q¿

Q=0 ,25>25 % (2.8.1.10)

Qrez – termen rezidual care înglobează pierderile ce nu au fost cuprinse în ceilalți termeni

Qrez=Q−(Q¿¿ e+Q g+Q¿+Qr)=469 ,616kj

kg comb¿ (2.8.1.11)

qrez=Q rez

Q=0 ,01>1 %

Toate valorile lui q se incadreaza in limitele procentuale stabilite pentru MAS. S-a efectuat si verificarea, iar qrez = 1%.

Page | 24

Capitolul 3 Calculul dinamic

3.1 Alegerea tipului de mecanism bielă manivelă

Mecanismul bielă-manivelă cu piston portant, de tip normal, soluție prezentă la dispunerea cilindrilor în linie sau în V normal cu biele alăturate.

Se alege mecanismul de tip axat caer este cel mai simplu și la care seria Fourier a forțelor de inerție a maselor cu mișcare de transalție aferente echipajului mobil al unui cilindru (F itr) nu conține armonicile de ordin impar, p¿1( p = 3, 5, 7, …).

3.2 Calculul dimensiunilor principale ale mecanismului motor

Mecanismele cu biele lungi ¿λ≤14

) conduc la o reducere a valorii maxime a forței normale N, care se utilizează

în general la m.a.c. Se recomandă :

λ=14…

13MAS

Se alegeλ=0,285

Page | 25

unde λ=RL

, R=S2

[mm] – raza manivelei

L [mm] – lungimea bielei

3.3 Stabilirea maselor pieselor în mișcare ale mecanismului motor

Se realizează prin dimensionarea acestora, calcul aproximativ al volumelor și alegerea materialelor pentru cunoașterea densității. Valorile obținute se compară cu datele statistice.

Se pornește de la expresia densității aparente a pistonului:

ρp=106 m p

D3 [ kgdm3 ] (3.3.1)

Unde D[mm] – alezajul cilindrului, m p[kg]- masa pistonului.

Se alege ρp=0 ,6kg /dm3 – aliaj de aluminiu pentru MAS.

Masa pistonului se calculeaza din relatia:

m p= ρpD3=0 ,8∙803 ∙10−6=0 ,409kg (3.3.2)

Se poate aproxima si masa grupului piston conform relației:

mgp= (1,2…1 ,5 )m p[kg ] (3.3.3)

Se aproximează mgp=1,4 m p=0 ,573kg

Din date statistice se poate determina masa bielei mb cunoscînd masa raportată a acesteia mb, care se

alege mb=0 ,15 g/mm2.

mb=mbπ D2

4[kg ] (3.3.4)

mb=0 ,15 ∙π 802

410−3=0 ,753kg (3.3.5)

unde D[mm] - alezajul cilindrului.

Masa aflată în mișcare de translație: mtr=m gp+0 ,275mb[kg ] (3.3.6)

mtr=0 ,573+0 ,275 ∙0 ,753=0 ,78kg

Pentru verificare se determină masa în translație raportată, conform relației:

Page | 26

mtr=mtr

π D2

4

[ gmm2 ];mtr∈(0,10…0,20)MAS

(3.3.7)

mtr=0 ,78

π 802

4

103=0 ,155g

mm2

3.4 Calculul forțelor și momentului care acționeză asupra echipajului mobil al unui cilindru

F – forța în lungul axei cișlindrului: F = F p+F itr, unde F p- forța de presiune a gazelor de

ardere:

F p=( p−pcrt )π D2

4[ N ] (3.4 .1)

p [MPa] – presiunea curentă din cilindru;

pcrt [MPa] = 0,1 – presiunea din carterul motorului;

F itr – forța de inerție a pieselor aflate în mișcare de translație

F itr=−mtr J B [N ](3.4 .2)

mtr [kg]- masa aflată în mișcare de translație;

JB [m /s2]–accelerția pistonului;

JB=Rω2 (cos α+λ cos (2α ) ) [m / s2](3.4 .3)

Pentru mecanismul bielă manivelă axat:

R=S2

[m ]−razamanivelei ;

ω=π n30 [ rads ]−viteza unghiular ăamanivelei ;

α [RAC ]−transformat î n radiani ;

K- forța în lungul bielei:

K= Fcos β

[N ](3.4 .4)

Page | 27

unde β este deplasarea bielei, oblicitatea ei măsurată ca valoare unghilară între axa cilindrului și axa bielei. Pentru mecanismul bielă manivelă axat aceasta are expresia:

β=arcsin ( λsinα )[rad ](3.4 .5)

cu α transformat in radiani.N- forța normală:

N=F ∙tg β [ N ] (3.4 .6)Z- forța în lungul manivelei:

Z=Fcos (α+ β)

cos β[ N ] (3.4 .7)

T- forța tangențială:

T=Fsin (α+β )

cos β[N ](3.4 .8)

M- momentul motor:

M=T ∙ R [ Nm ] (3.4 .9)

F A- forța de inerție a părții din bielă în mișcare de rotație(neceară la construcția diagramei polară fusului maneton):

F A=mA ∙ R ∙ω2 [N ](3.4 .10)

undemA=0,725mb- masa capului de bielă.

Fig. 3.5F p=F p (α ) ,F itr=F itr (α ) , F=F (α)

0 100 200 300 400 500 600 700 800

-20000

-10000

0

10000

20000

30000

40000

50000

FpFitrF

Fig. 3.6K=K(α), N=N(α)

Page | 28

0 100 200 300 400 500 600 700 800

-1500

-1000

-500

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

KN

Fig. 3.7 Z=Z(α), T=T(α)

0 100 200 300 400 500 600 700 800

-10000

-5000

0

5000

10000

15000

20000

25000

ZT

Fig. 3.8M=M(α), MΣm=MΣm(α)

0 100 200 300 400 500 600 700 8000

10

20

30

40

50

60

MMmed

Page | 29

Se verifică puterea motorului:

Pev=

M Σmηmn

9554=77,086 [kW ]

Mmed=∑M

72=51,57443453 [Nm ]

MΣm=iMmed=206,2977381[Nm]

ε=|Pe−Pe v|

Pe

100 %=¿2%

3.9 Calculul momentului motor rezultant

Aprinderile fiind uniform repartizate în perioada funcțională a motorului, momentele M j aferente celor i cilindri sunt

deacalate unghiular cu vsaloarea: δ=τπi

=π=180 °

Momentul motor rezultant: M rez=∑j−1

i

M j

Tabelul 3.10 Momentele motoare ce acționează asupra arborelui cotit

α [° RAC ¿

M 1[Nm] α [° RAC ¿

M 2[Nm] α [° RAC ¿

M 3[Nm] α [° RAC ¿

M 4[Nm] M rez[Nm]

0 0 180 2.92123E-14 360 -2.06185E-13 540 1.11179E-13 -6.58E-1410 -72.71339849 190 -32.15836243 370 361.1513301 550 -31.97393028 2.24E+0220 -131.7921187 200 -64.19571357 380 714.4044723 560 -63.28033998 4.55E+0230 -166.5865666 210 -95.08763215 390 592.3150923 570 -92.74713414 2.38E+0240 -171.6489839 220 -123.028322 400 389.0821192 580 -118.3275943 -2.39E+0150 -147.6309156 230 -144.9653703 410 308.2874438 590 -136.99729 -1.21E+0260 -100.685322 240 -157.6339884 420 271.7739654 600 -145.0314961 -1.32E+0270 -40.62134578 250 -182.4545524 430 261.1753765 610 -138.7176703 -100.61819280 21.59847179 260 -141.7315614 440 268.6140962 620 -115.4411645 33.0398420990 76.28371946 270 -111.1754067 450 279.8413075 630 -74.91898593 170.0306343100 116.7313148 280 -68.10028137 460 279.6342974 640 -20.2006218 308.064709110 139.8991289 290 -18.31155802 470 267.9429821 650 42.00474727 431.5353003120 146.0778284 300 25.6781931 480 244.01454 660 102.0027775 517.773339130 137.8892393 310 52.46142166 490 210.9696173 670 148.8298594 550.1501377140 119.0520215 320 53.26300743 500 171.4039613 680 172.6790243 516.3980145150 93.29568836 330 22.90273356 510 128.6713406 690 167.4027459 412.2725084

Page | 30

160 63.64812401 340 -53.10712302 520 84.87334921 700 132.3578674 227.7722176170 32.15836243 350 -88.89207647 530 41.71604626 710 73.00293332 57.98526554180 2.92123E-14 360 -2.06185E-13 540 1.11179E-13 720 1.72786E-13 1.07E-13

∑M rez 3.76E+03

Momentul motor rezultant mediu se determină cu relația:

M rezmed=

∑M rez

72i

=156.66 [Nm ]

Fig. 3.11 Variația momentului motor rezultant

Page | 31

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200

-2.00E+02

-1.00E+02

0.00E+00

1.00E+02

2.00E+02

3.00E+02

4.00E+02

5.00E+02

6.00E+02

Mrez

3.12 Diagrama polară a fusului maneton

Diagrama polară a fusului maneton serveşte la verificarea sumară la presiune maximă şi încălzire a fusului şi la încovoiere.

Diagrama reprezintă variaţia ca mărime şi direcţie a forţei Rm aplicată de bielă pe suprafaţa fusului maneton:

, unde

- FA- forţa de inerţie a părţii din bielă în mişcare de rotaţie:

F A=mA Rω2=8498,025, în care care,

- =1,147 kg-masa capului de bielă

Valorile forţei Rm sunt tabelate în urma calculului efectiv în funcţie de fiecare unghi de rotaţie al arborelui cotit α[°RAC] condorm relaţiei următoare:

Tabelul 3.13 Variația forțelor Z, T și Rm

Page | 32

α[°] Z[N] T[N] Rm[N] α[°] Z[N] T[N] Rm[N]

Page | 33

0 -9170.158316 017668.18332 370 43469.46864 9429.538644 36220.40957

10 -8752.045284 -1898.52215417354.23035 380 41094.19403 18652.85828 37555.81656

20 -7580.986835 -3441.04748616443.09671 390 20930.9099 15465.14601 19843.06851

30 -5886.745858 -4349.5187115027.97211 400 9046.172661 10158.80207 10173.57977

40 -3990.844782 -4481.69670713268.66511 410 4661.301759 8049.280518 8916.914381

50 -2232.17734 -3854.59309611401.54069 420 2410.635354 7095.92599 9349.250149

60 -893.0789108 -2628.8595849752.114405 430 933.3605454 6819.20043 10184.57868

70 -145.1682083 -1060.60955 8708.02397 440 -343.2532936 7013.422878 11285.22496

80 -27.59999078 563.92876738544.255213 450 -1687.23925 7306.561554 12534.96907

90 -459.935264 1991.7420239176.714465 460 -3069.416543 7301.15659 13678.91046

100 -1281.305734 3047.81500810243.26539 470 -4406.613641 6995.900316 14678.97543

110 -2300.793269 3652.71876911399.86098 480 -5584.641585 6371.136815 15456.80699

120 -3343.211906 3814.04251812440.33005 490 -5499.777335 5508.345099 15042.61732

130 -4279.221668 3600.24123613274.77945 500 -7250.568045 4475.29925 16372.12528

140 -5036.025869 3108.40787313886.42259 510 -7711.541 3359.56503 16554.0541

150 -5591.4046 2435.918756 14298.4519 520 -7944.115504 2216.01434 16590.80179

160 -5957.441924 1661.83091414550.67717 530 -7991.918229 1089.191808 16525.87566

170 -6160.866763 839.643927614682.91898 540 -7897.92905 2.90284E-12 16395.95405

180 -6225.566289 7.62724E-1314723.59129 550 -6125.533437 -834.8284668 14647.36836

190 -6160.866763 -839.643927614682.91898 560 -5923.017468 -1652.228198 14515.38232

200 -6008.696113 -1676.12829214603.23127 570 -5558.528604 -2421.596192 14263.61901

210 -5698.799517 -2482.705814412.27444 580 -5005.381835 -3089.493324 13852.32707

220 -5204.227566 -3212.227729 14073.7391 590 -4251.541127 -3576.952743 13241.8287

230 -4498.820624 -3784.99661413536.77198 600 -3319.265008 -3786.723135 12409.17464

240 -3607.692093 -4115.76993212786.24059 610 -2281.362898 -3621.871287 11371.59422

250 -3000.663474 -4763.82643212446.44041 620 -1267.14435 -3014.129621 10219.76075

260 -1555.721895 -3700.5629610713.16913 630 -451.7069148 -1956.109293 9161.007855

270 -670.3067235 -2902.7521349616.874573 640 -25.81372334 -527.4313786 8540.141125

280 -87.02315405 -1778.0752318767.246052 650 -150.1120601 1096.729694 8717.401599

290 65.43988186 -478.10856458446.128082 660 -904.7647418 2663.257898 9772.686302

300 -227.7655994 670.44890618751.509774 670 -2250.305353 3885.897111 11429.20827

310 -793.2159481 1369.7499139391.665091 680 -4014.793257 4508.590712 13300.30116

320 -1238.366756 1390.6790459835.207808 690 -5915.58756 4370.828875 15061.75196

330 -809.3243931 597.98259949326.539332 700 -7613.530004 3455.818992 16478.01231

340 3054.844283 -1386.6089565617.018846 710 -8786.894734 1906.08181 17389.69804

350 10699.36896 -2320.9419443198.857099 720 -9205.791045 4.51138E-12 17703.81605

360 21970.47156 -5.38342E-1213472.44656

Page | 34

Fig. 3.14 Variația forței Rm în funcție de unghiul α[° RAC ]

0 100 200 300 400 500 600 700 8000

5000

10000

15000

20000

25000

30000

35000

40000

Rm

Fig. 3.15 Diagrama polara a fusului maneton

-15000 -5000 5000 15000 25000 35000 45000

-15000

-5000

5000

15000

25000

35000

45000

Capitolul 4 SegmențiiPage | 35

4.1 Stabilirea numărului segmenților și alegerea materialului

Compresie: 2Ungere: 1Material ales: KV1

Proprietăți material:σ r- rezistența la rupere, σ r=1200 MPa

E – modul de elasticitate, E=14 ∙104 MPaα s – coefficient dilatare, α s=10−5K−1

4.2 Calculul segmentului de compresie4.2.1 Stabilirea dimensiunilor secțiunii

D = 81 mm, a = 3 mm, h1 = 2 mm , h2 = 2,5 mm, h1 = 0,2 mm, h2 = 0,2 mm

a) Grosimea radială “a” se determină din condiția ca efortul unitar la montaj σ m să nu depășească rezistența

admisibilă σ a=200…300 N /mm2, iar cel din timpul funcționării σ f să fie cat mai mic.

σ m=2mE

( Da −1)2 [1−3 pE

4 E∙Da∙( Da −1)

3]=201,66 MPa≤σa=200…300MPa

m =0,5 la procedeul de montaj Ghintburg. k = 1,742, C = 0,196

σ f=pE k

2 [3( Da −1)2

−1]=236,2 MPa

b) Înălțimea “h” se alege din tabel: h =2 mm, F t=10 N

pE=F t

hR=

2F t

hD=0,18MPa

4.2.2 Rostul de dilatare

a) în stare liberă:

S0=3(3−C) π

4−

pE

E ( Da −1)3

D=6,87 mm

b) în funcționare:

S'=(0,00315 )D=0,22mm

c) la montaj:

Page | 36

S=S'+π D [α s (T s−T 0 )−α cil (T cil−T 0 )]

1+α s(T s−T 0)=0,50 mm

T s=520 K

α cil=11 ∙10−6 K−1

T cil=365 K

T 0=299 K

Capitolul 5 Bolțul

Alegerea materialuluiSe alege materialul pentru confecționarea bolțului: 13CrNi30

Predimensionare

dD

=0,35 , d=25mm

χ=di

d=0,68 , d i=14,5mm

bD

=0,39 , b=28,355mm

lD

=0,929 ,l=66mm

Presiuni admisibile: pistoane de aliaj usor pa=20…40 MPa, pb=25…50−motoare automobile

Verificarea presiunii în piciorul bielei și în umerii pistonului

Forța de calcul: F=π D2

4pmax−m psRω2 (1+Λ )=49390,9N

m ps – masa totală a pistonului și a segmenților

m ps m grup piston−mbolț; mbol ț=m grup piston−m piston=0,3804−0,295=0,0854kg

F[N] pentru D[mm], pmax [MPa ], m ps [kg], R[m].

a – lungimea de sprijin în umerii pistonului, a=l−B

2=17,8225mm

b – lungimea de sprijin în umerii bielei. Forța se consideră distribuită uniform în lungul și în jurul suprafețelor de sprijin pe jumătate din circumferință:

pa=F

2ad=55,43 MPa≤ padm=20…40 MPapb=

Fbd

=48.25MPa≤ pbadm=25…50 MPa

Verificarea de rezistență

Page | 37

a) verificarea la încovoiere – se face static și la oboseală, sarcina se consideră distribuită liniar în lungul bolțului în umerii și uniform în piciorul bielei

σ imax=

F (3 l−4a−1,5b)1,2d3(1− χ 4)

=220,4 MPa

b) verificarea la forfecare – forța tăietoare maxima se realizează în zona jocului dintre piciorul bielei și umerii puistonului, iar efortul unitar maxim la periferia bolțului în plan normal la axa pistonului (φ=0). După formula lui Juravski:

τ max=0,85 F (1+ χ+ χ2)

d2(1− χ 4)=124,5 MPa<τa=100…220 MPa

Iar la verificarea sumară:

τ max=2F

π d2(1− χ2)=72,95MPa<τa

c) verificarea la ovalizare – sarcina se consideră sinusoidal distribuită pe jumătate din periferia bolțului în plan transversal.Efortul unitar maxim se realizeză în fibra interioară la φ=0.

σ max=−Fkld [0,19

(1+2 χ ) (1+ χ )(1+ χ2 ) χ

+1

1− χ ]=98,386 MPa≤280…320 MPa

|σmax|≤σa=σ−1;k=1,5−1,5 ( χ−0,4 )3=1,46, unde χ=di

d=0,68

Verificarea deformației

Deformația maxima de ovalizare se produce în planul normal al pistonului.

f=0,09FkEl ( 1+ χ

1− χ )3

=0,01396≤∆'

2=0,01

∆ '=0,02−¿jocul din umerii pistonului în funcționare.

Jocul de montaj este:

∆=∆'+d [α b (Tb−T 0 )−α p (T p−T0 )]

1+α p(T p−T 0)=0,0179mm

α b−coeficient dedilatare abolț ului , αb=11 ∙10−6K−1

α p−coeficient dedilatare amaterial piston ,α p=19∙10−6 K−1

T b−temperaturaumerilor pistonului ,T b=425K

T 0=300 K

T p−temperaturaumerilor pistonului ,T p=450 K

Page | 38

Capitolul 6 Pistonul

6.1 Stabilirea dimensiunilor

L=Lm+Ls−L'+H c

Ls=H 1+zH +(z−1)H2

z – numărulde segmenți

D = 81mmLD

=0,925→L=75,7 mm

H c

D=0,528→H c=37,5mm

Lm

D=0,671→Lm=47,7mm

δD

=0,151→δ=10,75mm

H 1

D=0,11526→H 1=6mm

H 2

D=0,056→H 2=3mm

HD

=0,02816→H=1,5mm

BD

=0,427→B=30,355mm

δm

D=0,028 , δm=2mm

dD

=0,352 , d=25mm

du

D=0,469→du=33,355mm

6.2 Calculul pistonului6.2.1 Calculul capului pistonului

Materia ales: 13CrNi30*Proprietăți: densitate ρ=2,68 kg/dm3

coeficientul de dilatareα p=19 ∙10−6K−1

Page | 39

rezistența la rupere σ r=100…170 MPa

a) diametrul capului pistonului

DC=D [1+α c (T cil−T 0 ) ]−∆c

'

1+α p(T p−T 0)=80.62mm

α c−coeficientul de dilatarealmaterialului cilindrului, α c=11 ∙10−6 K−1

α p−coeficientul de dilatarealmaterialului pistonului , α p=19 ∙10−6K−1

T cil−temperaturacilindrului 385…395K răcire lichid, T cil=390 K

∆c' =(0,002…0,004 )D− jocul la cald în funcționare, ∆c

' =0,003 ∙71=0,213T p−temperatura pistonului lacap , T p=T cp=625 …725 K−fontă, T p=T cp=675 K

T 0−temperaturamediumontaj ,T0=298…300K , T 0=299 K

b) verificarea la rezistență

Se face static la solicitări termo-mecanice, considerînd capul o placă de grosime constantă δ și diametrul exterior Di,

încastrată pe contur în regiunea port-segmenți:Di=D−2 A−2δ s=39mm

1. solicitări mecanice: - capul pistonului se consideră încastrat, cu o sarcină uniform distribuită egală cu presiunea maxima a gazelor:2. eforturile unitare iau valorile termice:- la margine : - pe direcție radială :

σ rmar=±

3 pmax Di2

16 δ2 =0,43 MPa<σadm

- pe direcție tangențială:

σ tmar=μσr mar

=0,14 MPa, μ – coeficientul lui Poisson , pentru aliaje de Al μ=0,32Semnul (+) în fibra superioară, iar (-) în fibra inferioară.

- în centru:

σ c=−σrmar

+σ t mar

2=−45,054 MPa<σadm sauσ rc

=σ tc=±3 (1+μ ) pmax

Di2

32δ 2 =0,29MPa<σ adm

6.2.2 Calculul regiunii port-segmenți

Se verifică static la comprimare sub acțiunea forței maxime de presiune a gazelor, notată F c:

F c=π D2

4pmax=54053,662N

Page | 40

Și la întindere sub acțiunea forței maxime de inerție a părții din piston de

masă m p¿ corespunzătoare capului, regiunii port – segmenți, segmenți

situate desupra secțiunii de calcul (F i):

F i=m p¿ Rω2 (1+λ )=4306 N

Secțiunea periculoasă, de calcul, este cea slăbită de canalizarea de evacuare a uleiului raclat de segmentul de ungere (Ω):

Ω=π4

(Du2−Di

2 )−ν δ u

Du−Di

2=1706,6547

ν−numărul găurilor deungere dediametru δu=dsu

δ u=d su=1,5mmMAS

Du=D−2 A=75mm

Di=Du−2δ s=43,5mm

Astfel :σ cmax=

Fc

Ω=31,6722MPa<σcadm

=30… 40MPa−comprimare

σ imax=

F i

Ω=1,48MPa<σ iadm

=4 MPa – întindere

6.2.3 Calculul mantalei

a) Diametrul mantalei

Dm=D [1+α c (T cil−T 0 ) ]−∆m

'

1+αm(T m−T 0)=79.9mm

T m – temperatura mantalei , T m=100℃=373,15K

αm=¿

∆m' =(0,0003…0,0013 ) valorimaimari pt MAS ,∆m

' =0,001Astfel se determină jocul de montaj la baza mantalei :∆m=D−Dm=0,4; ∆m=0,4 …1,5

Page | 41

b) Verificarea presiunii maxime pe manta

pmmax=

N max

D ∙Lm−Aev¿

=0,6 MPa≤0,4…0,8 N /mm2

Aev ¿ - aria evazării mantalei,Aev ¿= 43ad+D H u=180mm2

, unde: a=D2

−√( D2 )2

−( d2 )2

=1,437mm

6.2.4 Calculul umerilor pistonului

Se verifică sumar, static la forfecare sub acțiunea forței maxime de presiune a gazelor:

τ max=0,5 D2 pmax

du2−d2 =35,06 MPa≤τadm=25… 40MPa

Capitolul 7 Biela

7.1 Alegerea materialuluiMaterial ales: 41CrNi12

Rezistența la rupere prin tracțiune: σ r=1000…1200 MPa

Limita de curgere: σ c=850 MPa

Alungirea: Aσ=11 %

7.2 Calculul piciorului bielei7.2.1 Predimensionare

Diametrul exterioral piciorului bielei: d pe=1,6 d=40mm

d – diametrul exterior al bolțului

Grosimea minimă a peretelui: hmin=d pe

−dpi

2=5,5mm

b p – lățimea piciorului bielei, b p=28,355mm

cosψ=0,5 Lp+ ρ0,5d pe

+ ρ=0,866→ρ=39,7mm, x p=( d pe

2+ρ)sinψ=29,85mm

ρ – raza de racordare cu corpul bieleiψ – unghiul de încastrare, ψ=30 °Lp – lățimea corpului bielei în partea piciorului, Lp=0,6 d pe

=24mm

x p – poziția secțiunii minime a corpului

Se alege ψ și rezultă ρ și x p.

Grosimea radiala piciorului: hp=0,2d=5mm

Page | 42

7.2.2 Verificarea de rezistență

a) Efortul unitar maxim produs de forța care întinde biela

F i=mgpR ω2 (1+ Λ )=5486,39 N

M 0=F i ∙ rm (3,3φ−297 ) 10−4=1561,5637 Nmm

N0=F i (5720−8φ )10−4=2523,7394 NF ie considerată uniform distribuită pe jumătatea superioară a piciorului. Efortul unitar maxim apare în fibra exterioară în

zona de racordare cu corpul la un unghiφ=β+φp=20 °+120 °=140°, unde β = 20 °

σ imax=[2 M φ

6 rm+hh(2 rm+h)

+kNφ] 16h

=MPa≤σ r=σ iadm=1250…1450 MPa

Momentul încovoietor: M φ=M 0+rm (N0−N φ)=11779,34073Nmm

Forța normală: Nφ=N0 cosφ+F i

2( sinφ−cosφ )=1931,4045 N

Raza fibrei medii: rm=dp e

+dpi

4=17,25mm

Grosimea piciorului în zona de racordarre cu corpul la unghiul respectiv:

h=(re+ρ ) (cosβ−r i )−√ρ2−(re+ ρ )2 sinβ2=mm

re=0,5 dp e=20mm

ri=0,5d pi=14,5mm

Fracțiunea din forța normală Nφ preluată de piston:

k= 1

1+Ebhb

E4

=1

Eb=11,5 ∙104 MPa−bronz

E=21∙104 MPa−oțel

b) Efortul unitar maxim produs de forța care comprimă biela:

F c=π D2

4pmax−F i=48567,27 N

c) Coeficientul de siguranță la oboseală

cσ=

σ−1

βσ

εσ γσv+ψσ σm

=¿0.754

Unde: σ−1=350 MPa

βσ=1

ε σ=0,7

γ=0,7ψσ=0,16

Page | 43

σ v=σ imax

−σc

2=MPa

σ m=σ imax

+σ c

2=MPa

7.2.3 Verificarea deformației

Săgeata maximă în planul normal la axa bielei:

f p=9,6 F irm

3

105Eb (2rm−d pi)3

(φ−90 ° )2=0,00648≤∆bolț

2=0,0475

7.3 Calculul capului bielei7.3.1 Calculul șurubului

a) F ic=[mt (1+λ )+mA−mC ]Rωmax2 =17552,53 N

Unde: mt [kg ] – masa pieselor în mișcare de translație

mA [kg ] – masa părții din bielă în rotație

ωmax=π nmax

30[rad / s]

nmax=1,04 n=4368 rpm

mt=1,039kg

mA=mb−mB=0,725mb=0,725 ∙1,583=1,147 kg

mC=0,2mA=0,2294kg

Forța care revine unui șurub: F s=Fic

zsinφ=6205,756 N

Unde: z = 2, φ=45 °Forța de prestrîngere initială: F0=2 F s=12411,512N

Forța suplimentară în exploatare: F s'=0,2 F s=1241,1024 N

Forța maximă în exploatare: FΣ=F0+F s'=13652,6124 N

b) Predimensionarea șurubului

d s=√ 4 C FΣ

1,15 π σc

=6 ,57mm

Unde: C = 3σ c=1050MPa

Se alege șurub M8.

Page | 44

c) Verficarea la obosealăPentru porțiunea filetată:

σ max=FΣ

πd s

2

4

=402,71 MPa

σ min=F0

πd s

2

4

=366,1036 MPa

σ v=σmax−σ min

2=18,3032 MPa

σ m=σmax+σmin

2=384,4068MPa

cσ=σ−1

βσ

εσ γσv+ψσ σm

=0,679

Unde: σ−1=350 MPaγ=0,7

βσ=4 ψσ=1

ε σ=0,8

Pentru porțiunea nefiletată:

σ max=FΣ

πd0

2

4

=271,61MPa

σ min=F0

πd0

2

4

=246,919 MPa

σ v=σmax−σ min

2=12,3455 MPa

σ m=σmax+σmin

2=259,2645MPa

cσ=σ−1

βσ

εσ γσv+ψσ σm

=1,007


βσ=4

ε σ=0,8

γ=0,7ψσ=1

7.3.2 Predimensionarea capului bielei

Diametrul manetonului:dm=0,7 D→dm=50mm

Page | 45

Lungimea manetonului:Lm=0,6dm→Lm=30mm

1. Presiunea maximă

pmmax=

Rmmax

dm Lm' =25,037 MPa≤20…42MPa ,Rmmax=37555,81656

Lm' - lungimea portantă a fusului maneton, Lm=Lm

' =30mm

2. Presiunea medie

pmmed=

Rmmed

dm Lm' =8,858 MPa≤30 …100 MPa, Rmmed=13287,10117

3. Coeficientul de uzură

k f=√ pmmed∙wm

3

wm=ξπ dmn

60wm – viteza periferică a fusului maneton

ξ – factor de corecție a vitezei

Diametrul interior al capului: dci=dm+2hcu=54mm

Grosimea cuzinetului: hcu=0,04 dm→hcu=2mm

Grosimea capului:

hc=dce−dci

2=13mm

Diametrul exterior al capului: dce=80mm

Lc – lățimeacorpului bielei în partea capului, Lc=1,1 Lp=26,4mm

7.3.3 Verificarea de rezistență a capului bielei

Se face la întindere sub acțiunea forței F ic , sinusoidal distribuită pe jumătatea inferioară a capului. Folosind relațiile

pentru grinzi drepte efortul unita în secțiunea de racordare este:

σ ic=kM M 0

w c

+kN N 0

Ac

=52,064 MPa≤σa=100…300 MPa

M 0=10−3 Fic Lc

2(0,83φc

°−62 )=31870,12872 Nmm

N0=10−3F ic (792−3φc° )=6529,54 N

Distanța între axele șuruburilor:

Lc=dce+dc

2=67mm

Page | 46

kM= 1

1+( hcu

hc)

3=0,996kN=

1

1+hcu

hc

=0,866

Modulul de rezistență:

w c=bc hc

2

6=845mm3

Aria secțiunii:

Ac=bc ∙ hc=390mm2

Lățimea capului bielei: bc=Lm=30mm

7.3.4 Verificarea deformației

Săgeata maxima, în planul normal la axa bielei este:

f p=1,5 F ic Lc

3

106E ( I c+ I cu)(φc

°−90° )2=0,0171≤∆cu

2=0,075

Unde:Momentul de ineție al secțiunii capului:

I c=bc hc

3

12=5492,5mm4

Momentul de ineție al cuzintetului:

I cu=bchcu

3

12=20mm4

7.4 Calculul corpului bielei7.4.1 Dimensiunile corpului bielei

L = 25,2 mm B = 0,75L = 18,9 mm

B1=0,167 L=4,2mm

L1=B1=4,2mm

L2=0,666 L=16,7832mm

7.4.2 Verificarea la oboseală

Se verfică la oboseală prin întindere-compresiune minimă și medie(în care se consideră și flambajul ce însoțește comprimarea, în planul de mișcare și cel de încastrare).

- În secțiunea minimă

Page | 47

σ mmax=

Fc

Am

=≤σa=312MPa

Am=2B L1+ L1 (Lp−2 L1 )=229,336 mm2

σ mmin=

−F i

Am

=23,923 MPa

cσ=σ−1

βσ

εσ γσv+ψσ σm

=¿


βσ=1

ε σ=0,7

γ=0,7ψσ=0,16

σ v=σmmax

−σmmin

2=MPa

σ m=σmmax

+σ mmin

2=MPa

- În secțiunea medie – în planul de mișcare:

σMmax=kz

Fc−F iBM

AM

≤σ a=309.28 MPa

AM=2B L1+L1 (L−2L1 )=263,695mm2

k z=1+cL2 AM

I z

=c=0,0003

I z=B L3−(B−L1)(L−2 L1)

3

12=¿

σMmin=

−Fi+F iBM

AM

=MPa

F iBM= ρω2 [V tR (1+ λ )−V 2 x2 λ2 ]=¿

ρ=7,85kg

dm3−densitate oțel

V t=V 1+V 2=¿

V 1=π4 (d pe

2 −d2 )b – Volumul piciorului

V 2=AM (x p+L'−de

2 )=¿

Page | 48

L'=L−(x p+xc )=¿

x2=1,5 x p+L'−d pe

4=¿

cσ z=

σ−1

βσ

εσ γσ v+ψσσ m

=5,97


βσ=1

ε σ=0,7

γ=0,7ψσ=0,16

σ v=σMmax

−σMmin

2=40,39 MPa

σ m=σMmax

+σMmin

2=18,47 MPa

- În planul de încastrare

k y=1+cLî AM

4 I y

I y=2L1B

3+(L−2 L1)L13

12=mm4

Lî=L−d+dm

2=¿

σMmax=k y

Fc−FiBM

AM

=MPa

σMmin=

−Fi+F iBM

AM

=MPa

cσ y=

σ−1

βσ

ε σ γσ v+ψ σσm

=4,68


βσ=1

ε σ=0,7

γ=0,7ψσ=0,16

σ v=σMmax

−σMmin

2=50,02MPa

Page | 49

σ m=σMmax

+σMmin

2=42,77 MPa

|cσ z−cσ y|≤0,2…0,3

Capitolul 10 Arborele cotit

10.1 Predimensionare

lD

=1,4→l=100mm

d p

D=0,7746→d p=55mm

l pd p

=0,545→l p=30mm

dm

D=0,7→dm=50mm

lmdm

=0,6→lm=30mm

dmi

dm

=0,5→dmi=25mm

bD

=0,28→b=20mm

hD

=1→h=71mm

Page | 50

10.2 Stabilirea formei si a ordinii de aprindere

Ordinea de aprindere se alege astfel încat să se evite pe cît posibil aprinderile în cilindri alăturți. La motorul cu patru cilindri în linie aceasta condiție nu poate fi îndeplinită, și, de aceea, se alege ordinea de aprindere 1 – 3 – 2.

Ordinea de aprindere

cot [grade] poziția coturilor1 0 02 540 1803 180 180

10.3 Stabilirea dimensiuilor contragreutăților

Contragreutățile se aleg astfel încat raza lor maximă să nu depașească limitele carterului facînd imposibilă rotirea arborelui cotit. În cazul motorului proiectat diametrul maxim al contragreuăților este de 92 mm. S-a ales

pentru proiect diametrul de 84mm.

10.4 Calculul de verificare

10.4.1 Stabilirea elementelor de calcul

Fusurile maneton se numerotează consecutive de la extremitățile din față cu 1,2,3,…,ic, iar cele palier cu 0,1,2,…ic. Cilindrii sunt numerotați la motoarele în linie la fel ca si manetoanele.

10.4.1.1 Momentele de răsucire care solicită fusurile:

- palier: M p j=∑

z=1

j

M z, M z – momentul motor dezvoltat de cilindrului z(momentele M z au aceeași variație cu α, dar

decalate potrivit ordinii de aprindere).

- maneton: în cazul cînd fusurile applier au aceeași lungime: Mm j=∑

z=1

j−1

M z+0,5 M j

Resultă:

Page | 51

Cot Brat raza unghi

1s 42 60d 42 60

2s 42 60d 42 60

3s 42 60d 42 60

M p0=0 (neglijînd momentul transmis instalațiilor auxiliare și anexe prin extremitata din față a arborelui cotit).

M pic=M rez=∑

z=1

i

M z

Mm1=0,5 M 1; M p1

=M 1

Mm2=M 2+0,5 M 2; M p2

=M 1+M 2

Mm3=M 1+M 2+0,5 M3; M p3

=M 1+M 2+M 3

…………………..

10.4.1.2 Reacțiunile de pe fusurile palier

Se consideră arborele echipat cu contragreutăți identice în pelungirea tuturor brațelor.

Rp=√Z p2+T p

2

a) Pentru paliere extreme (ex. j = 0)

ZP0=0,5 (Z1−F r )T P0=0,5T 1

Unde Z1 si T1 sunt Z,T din calculul dinamic.F r=F A+Fm,+2 (Fb−Fc )

b) Pentru palierele intermediare (ex. j = 1)

ZP1=12 (Z1−F r+Z2 cos ϕ−Fr cosϕ+T 2sin ϕ )

T P1=12 (T 1+T 2cosϕ−Z2sinϕ+F r sinϕ )

Unde Z2 , T2 sunt aceleași cu Z,T de la calculul dinamic, dar decalate față de Z1 si T1 potrivit ordinii de aprindere.

Fr – forțele de inertie ale maselor țn mișcare de rotație, inclusiv a contragreutăților;Fr = 0 dacă contragreutățile echilibrează 100% celelalte forțe (FA, Fm, Fb, a parții din bielă în rotație a manetonului respectiv brațului).

10.4.2Veficarea sumară la încălzire și presiunea maximă a fusurilor arborelui cotit

- Presiunea maximă:

p f max=R f max

d f⋅l f'

[ MPa ]

- Presiunea medie:

Page | 52

p fmed=Rfmed

d f⋅lf'

[ MPa ]

Unde: lp’ – lungimea portanta a fusuluiρf – raza de racordare a fusului cu bratul

lp' =lp−2 ρp [mm ] - pentru paliere lm' =lm−2ρm[mm ] - pentru manetoane

Rfmax si Rfmed se determina din diagrama polară a fusului considerat.

pf pf mediucoef. pres

maneton 25,5 9,28 1,18

1 15,8 9.28 1,9

2 26,2 20,33 1,15

3 14,8 2,33 2,02

- Coeficientul de uzură (kf)

W f=10−3⋅ξ f

π⋅d f⋅n60

[m / s ] - viteza periferica relativa in lagar

Pentru paliere ξf = ξp =1

R f=√ p fmed⋅W f3

Pfmax = 7...20 [MPa] pentu MAS cu cilindri in linie

Coeficientul de uzura are valori în următorul interval pentru materialul ales:

Page | 53

coeficient pres 16,2 < 42 [MPa]

- Bronz cu Pb placat: kf = 110...130 ( MJs3 )

0,5

Kf 130,00 = kf_max =130

kf coef. Kf

maneton 111,1 2,52

1 132,9 2,11

2 189,7 1,48

3 64,2 4,36

10.4.3 Verificarea de rezistență a arborelui cotit10.4.3.1Fusurile palier

Fusurile palier se verifică la obiseală numai la raăuciere sub acțiunea momentului Mp(α), precizat anterior, în secțiunile care conțin concentratori de tensiuni: racordare cu brațul cu raza ρp (SR) ți a orificiului de ulei de diametru d0 (SU).

Coeficientul de siguranță este:

cτ=τ−1

βτ

ετ⋅γ⋅τ v+Ψ τ⋅τm

τ v=τmax−τmin

2

τm=τmax+τmin

2

τmax,min=MPmax,min

W p

W p=π⋅d p

3

16 [1−( d pi

d p)

4]Ψ τ =2⋅τ−1

τ0

−1

βτ=(0,4 .. . 0,6 ) βσ

βσ=1+2 ( βT 0−1 )

tau m ctau

Cot 2 4,6 36,3

Cot 3 1,7 39,1

10.4.3.2 Fusurile maneton

Page | 54

Fusurile maneton se verifica la oboseala atat la rasucire cat și la încovoiere in SN și SU.

a) Coeficientul de siguranță la răsucire, sub acțiunea momentului Mm(α), se face similar ca la cτ.

τmax,min=MPmax,min

Wm

W m=λm⋅πdm

3

16 [1−( dmi

dm)

4]δ=

dmi

dm

e¿= 2e

dmi−dm

Sigmav Sigmam Csigma

Cot 1 49,8 3,6 10,2

Cot 2 95,6 6,7 5,3

Cot 3 21,4 3 23,5

b) Coeficientul de siguranță la încovoiere

cσ=σ−1

βσ

ε σ⋅γσv+Ψ σ⋅σm

σ v=σmax−σmin

2

σm=σmax+σmin

2

Page | 55

σmax,min=M imax,min

W i

W i=Wm

2

Ψ σ=2⋅σ−1

σ 0

−1

Mi– momentul încovoietor

l0=l m2 - pentru motoare cu cilindri în linie

- În secțiunea SR (punctul B)

M imax,min=Z Pmax,min⋅( lp2 +b)+(Fb−Fc ) b2 c

- în sectiunea SU (punctul A)

M imax,min=Rϕmax,min (lp+b+ l0)+(Fb−Fc ) ( b2+l0 )cos ϕ


Cot 1 80,4 3 6,3

Cot 2 170 2,2 3

Cot 3 41,4 -0,8 12,4

Cot 4 32,3 7 15,4

c) Coeficientul de siguranță total

c Σ=cσ⋅cτ

√cσ2+cτ

2

Page | 56

In cazul in care ic>3(ic – numarul de coturi ale arborelui cotit), se pot lua in calcul, sumar, tensiunile suplimentare produse de vibratia torsionala, considerand in locul lui cσ (atat la fusurile palier cat si la cele maneton) un coeficinet de siguranta efectiv.

cef=cσ

λdλd=1+0 ,08 (ic−2 ) - coeficient de amplificare dinamică

Csuma

Cot 1 5,4

Cot 2 2,6

Cot 3 11

10.4.3.3 Datele necesare calculului coeficienților de siguranță

Arborele cotit va fi fabricat din oțel aliat 18MoCrNi13. Proprietățile acestui material sunt:

- Rezistența la rupere: σr = 1100...1450 [MPa]

- Rezistența la oboseală: σ-1 = 380...500[MPa]

σ 0=1,6⋅σ−1

τ−1=(0 ,25. .. 0 ,35 )σ r=0,6⋅σ−1=300 .. . 320[MPa ]τ 0=(1,8 .. .2 )τ−1=190. . .220 [MPa ]

- Coeficientul de sensibilitate al materialului: q = 1- Ceoficientul teoretic de concentrare:

- pentru orificul de ulei cu d0 = (0,1...0,33)df -> 2...3- pentru raza de racordare ρf / df : 0,0625 -> 1,750,125 -> 1,5 0,25 -> 1,2

0,5 -> 1,1 - Factorul de calitate al suprafeței: γ = 1,1...1,3 – pentru fusuri ecruisate

γ = 1,2...1,7 – pentru fusuri călite CIF- Factorul dimensional: ε

Dimensiune [mm] εσ [MPa] ετ [MPa]

Page | 57

20 0,90 0,88

30 0,85 0,83

40 0,80 0,78

50 0,75 0,72

100 0,65 0,60

500 0,55 0,50

Valorile uzuale pentru coeficinetii de siguranta, pentru motoare de automobil sunt:- Pentu fusul palier cσ = 3...4- Pentru fusul maneton cΣ = 1,7...3

10.4.3.4 Brațele

Brațele se verifică la oboselă atît la solicitări de răsucire căt și longitudinale în planul tangent la suprafața palierului, normal la planul cotului și cel de mișcare, în punctul C de racordare cu fusul. Cînd brațele sunt identice din punct de vedere constructiv, solicitarea in C este aceiași (se verifica un singur braț).

În funcție de raportul h / b se calculează λbr

h / b λbr h / b λbr

1 0,208 3 0,2671,5 0,231 4 0,2821,75 0,239 6 0,299

2 0,246 8 0,307

a) Coeficientul de siguranță la solicitări longitudinale cσ

Page | 58

σmax,min=3Z pmax,min (l p +b )

hb2+Z pmax,min−Fc

hbβσ=βσ ref⋅βσh⋅βσδ⋅β σe⋅β σs⋅β σL

curba

δ curba δ

1 0,8 5 0,62 0,75 6 0,553 0,7 7 0,54 0,65 8 0,4

Acoperirea fusurilor:

s=d m+d p

2−R

Se aleg valori pentru βσ ref , βσh , βσδ , β σe , β σs , β σL din curbele de mai jos:

Page | 59

L=R−dm+d pi

2 - pentru paliere negăurite

L=R−dm

2 - pentru paliere găurite

b) Coeficientul de siguranță la răsucire cτ

Page | 60


Cot 1 87,4 1,3 5,85

Cot 2 184,3 -1,7 2,78

Cot 3 16,2 1,7 31,14

τmax,min=τ Pmax,min⋅(lp+b )

2 Χbr⋅h⋅b2

Χ br - coeficientul lui Saint – Venantβτ=βτ ref⋅βτh⋅βτδ⋅β τe⋅β τs⋅β τL

Valorile coeficienților βτ ref , βτh , βτδ , β τe , β τs , β τL se aleg din figurile de mai jos:

εσ si ετ se aleg din detele prezentate la verificarea fusurilor (h – dimensiunea de rerefinta) iar γ = 0,7...0,8 pentru brate neprelucrate mecanic sau γ = 0,9...1,0 in cazul bratelor prelucrate mecanic.

tauv taum Ctau

Cot 1 20,2 1,5 24,7

Cot 2 34,5 -1,4 15,8

Cot 3 18,3 2,1 26,5

Page | 61

c) Coeficientul total de siguranță

c tot=cσ⋅cτ

√cσ2+cτ

2

Page | 62

csuma

Cot 1 5,69

Cot 2 2,74

Cot 3 20,19

Page | 63

Proiect motoare

Documents

Transcript of Proiect motoare