proiectarea unui motor cu aprindere prin scanteie

PROIECT DE LICENTA PAG.

UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRASOVFACULTATEA DE INGINERIE MECANICA

SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT DE LICENTA

PROIECTAREA UNUI MOTOR CU APRINDERE PRIN SCANTEIE AVAND PUTEREA DE 90 KW SI TURATIA 5800 rot/min

BRASOV

1


REZUMATUL PROIECTULUI DE LICENTA

Lucrarea intitulată “ Proiectarea unui motor cu aprindere prin scanteie având puterea de 90kw şi o turaţie de 5800 rot/min”

Lucrarea contine 6 capitole şi o lista bibliografică.În capitolul 1 se prezintă studiul de nivel asupra unor motoare alese ca model in

proiectare.În capitolul 2 se prezintă calculul termic al motorului avand ca date de intrare

Pn=90Kw şi nn=5800 rot/min.În capitolul 3 se prezintă calculul si construcţia principalelor elemente componente ale

motorului: calculul cilindrului, calculul pistonului, calculul bolţului de piston, calculul bielei, calculul arborelui cotit şi calculul mecanismului de distribuţie.

În capitolul 4 se prezintă instalaţia de ungere cu care este echipat acest motor.În capitolul 5 se prezintă procesul tehnologic de fabricare a supapei.În capitolul 6 se prezintă studiul instalatiilor de ungere.În capitolul 7 se prezintă studiul economic al acestui motor.

2


CUPRINS

CAP. 1. STUDIUL DE NIVEL……………………………………………............5

CAP. 2. CALCULUL TERMIC AL UNUI MOTOR CU APRINDERE PRIN SCANTEIE………………………................………………………………... 62.1. Alegerea parametrilor initiali…………………………………………..... 62.2. Parametrii procesului de schimbare a gazelor……………………….….. 72.3. Parametrii procesului de comprimare………………......……………….. 72.4. Parametrii procesului de ardere……………………..…………………... 82.5. Destinderea ……….......................……………………………………… 102.6. Parametrii principali ai motorului …………………....….……………... 102.7. Dimensini fundamentale ale motorului………………………………….. 112.8. Diagrama indicată ……………………………….…...………………..… 122.9. Cinematica mecanismului bielă-manivelă………………..…………….... 172.10. Calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă…………………….... 222.11 Caracteristica externa…….......................................................................... 45

CAP. 3 CALCULUL ORGANOLOGIC …….........................................…. 483.1. Blocul motor si chiulasa ….....……………………………………....……... 483.2. Calculul cilindrului motorului …………………………………...………… 493.3. Calculul pistonului…….……………..…………………………………….. 503.4. Calculul boltului de piston …………………………………………………. 523.5. Calculul segmentilor ......…………………...........…………………………. 573.6. Calculul bielei………………………………………………………………. 593.6.1. Calculul suruburilor de biela ....………………………………………….. 673.7 Calculul arborelui cotit …………………….................……………………. 683.8. Calculul mecanismului de distributie………………………………………. 763.8.1.Calculul arborelui de distributie ………………………………………….. 82

CAP.4. CALCULUL INSTALATIEI DE UNGERE……............................... 834.1 Rolul instalatiei de ungere ....………….................………………….…....... 834.2.1 Calculul fusului maneton pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii ............ 83 4.2.2 Calculul vîscozitatii uleiului ……………………………………………... 844.3 Calculul debitului de ulei al instaltiei ..................…………………….......... 87 4.4 Calculul pompei de ulei ........…………….................…………………….... 88

CAP.5. PROCESUL TEHNOLOGIC DE FABRICARE A SUPAPEI........ 895.1. Conditii tehnice, materiale, semifabricate ................................................... 895.2 Succesiunea Operatiilor .............................................................................. 905.3 Reconditionarea supapelor ........................................................................... 95

CAP.6. STUDIUL INSTALATIILOR DE UNGERE….................................... 966.1 Constructia instalatiilor .................................................................................... 966.2 Filtrele de ulei ................................................................................................... 996.3 Radiatorul de ulei ............................................................................................. 1026.4 Aparate de siguranta si control ........................................................................ 1046.5 Amplasarea filtrelor in circuit ......................................................................... 1046.6 Consumul de ulei ............................................................................................. 107

CAP.7. CALCULUL ECONOMIC ................................................................... 108 BIBLIOGRAFIE……........................................................................................ 109

3


CAP. 1. STUDIUL DE NIVEL

Tabelul 1 pentru alegerea modelului de motor ales mine in proiectare Tabelul 1

Nr. crt.

MarcaModel Cilindree

cm3 kW rot/min.

1. Alfa Romeo 145 1.7 16V 1712 95 6.5002. Alfa Romeo 155 1.8 T. Spark Sport 1773 93 6.0003. Alfa Romeo 156 1.8 TS 1747 106 6.5004. Audi A4 1.8 1781 92 5.8005. Audi A4 1.8 T 1781 110 5.7006. BMW 320i 1991 110 5.9007. Chevrolet Cavalier 2.2 Sedan 2190 90 5.2008. Fiat Coupe 1.8 MPI 16V 1747 96 6.3009. Ford Taurus 3.0 V6 Sedan GL 2985 107 452510. Ford Mondeo 20i CLX 4x4 1988 100 6.00011. Ford Scorpio 2.0 16V Turnier 1998 100 6.30012. Honda Domani 1.8i 1834 103 6.30013. Honda Civic 1.6i SR VTEC 1590 93 6.50014. Honda CRX ESi 1590 92 6.50015. Honda CRX VTi 1595 118 7.60016. Honda Integra 1.8i Coupe LS 1834 104 6.30017. Mazda 323 F 2.0 V6 1995 106 6.00018. Mazda Cronos 1.8i V6 24V VG 1845 103 7.00019. Mercedez-Benz C 200 1998 100 5.50020. Mitshubishi Galant 2000 GLSi 1997 101 6.00021. Nissan Maxima Qx 2.0 SLX 1995 103 6.40022. Opel Astra GSi 2.0i 16V 1998 100 5.60023. Peugeot 406 SV 2.0 16V 1998 97 5.50024. Renault 19 16V 1.8 1764 99 6.50025. Toyota Camry 2.2 GL 2164 100 5.40026. Volkswagen Golf GTI 16V 1984 110 6.000

27. Volkswagen Passat 1.8 1781 92 5.80028. Volvo 850 2.0-10V 1984 93 6.100

4


Fig. 1.1 Alegerea modelului de motor functie de Pn

Fig.1.2 Alegerea motorului functie de cilindree

5


CAP. 2. CALCULUL TERMIC AL UNUI MOTOR CU APRINDERE PRIN SCANTEIE

Calculul termic al unui motor, cunoscut şi sub denumirea de " calculul ciclului de lucru al motorului ", se efectueaza în scopul determinări anticipate a parametrilo proceselor ciclului motor, a indicilor energetici şi de economicitate, a presiunii gazelor în cilindrii motorului. Aceste date ale clculului permit stabilirea dimensiunilor fundamentale ale motorului, trasarea diagramei indicate şi efectuarea calculelor de rezistenţă a principalelor piese ale motorului.

Această metodă se poate aplica atât in stadiul de proiectare, cât şi incel de perfecţionare a prototipului. Datele iniţiale necesare pentru calculul ciclului de lucru al unui motor in stare de proiect se estimează după rezultatele cercetărilor efectuate pe motoare analoage.Coincidenţa rezultatelor calculului cu acelor obţinute prin încercarea motorului depinde de alegera corectă a parametrilor iniţiali, estimate dificilă îndeosebi când se realizează motoarele de construcţie originala.

In cele ce urmează se prezintă calculul termic al motorului in tabelul 2.1 având urmatoarele caracteristici:

Tabelul 2.190 Kw

5800

4 numarul de cilindrii

2.1. Alegerea parametrilor initiali

Aceste valori sunt trecute in tabelul 2.2:Tabelul 2.2

Temperatura initiala: T0= 293 KPresiunea initiala: p0= 1,02*10^5 N/m2

Temperatura gazelor reziduale: Tr= 900 °CCoeficientul de exces de aer: λ= 1 Raportul de comprimare: ε= 9 Presiunea gazelor reziduale: pr= 1,1*10^5 N/m2

6


2.2. Parametrii procesului de schimb a gazelor

Se alege urmatoarele marimi care sunt trecute in tabelul 2.3:Tabelul 2.3

Presiunea la sfarsitul admisiei:

pa= 0,86*10^5

Preincalzirea amestecului:

∆T= 25°C

Coeficientul de postardere:

υp= 1.05

In continuare se calculează coeficientul gazelor reziduale:

0,0587

Temperatura la sfârşitul admisiei va fi: 364,44206 K

Coeficientul de umplere:

0,9673795

2.3. Parametrii procesului de comprimare

Se adoptă pentru coeficientul politropic de comprimare 1,39 Presiunea la sfârşitul comprimării:

0.085*10^6*9^1,39 = 4716321

Temperatura la sfarşitul comprimării:

858,58455K

7


2.4. Parametrii procesului de ardere

Se adoptă următoarea compoziţie a benzinei care este trecuta I tabelul 2.4:

Tabelul 2.4

Se vor mai alege următorii parametrii care sunt trecuti in tabelul 2.5:

Tabelul 2.5coeficientul de utilizare a căldurii:

ξ= 0.9

masa molara a combustibilului:

Mc= 1/114=0,0087719

Aerul minim necesar arderii a 1 kg de combustibil se calculează :

0,5049603

Cantitatea de aer necesar arderii:

0,5049603

Coeficientul teoretic de variaţie molară a incărcăturii proaspete λ<1 :

0,9907839

Coeficientul real de variaţie molară a incărcăturii praspete :

0,9912949

c= 0,854 kgh= 0,142 kgo= 0,004 kg

43500

8


Căldura specifică molară medie a amestecului iniţial :

C'mv=20+17,4*10^-3*Tc= 34,939371

Căldura specifică molară medie a gazelor de ardere pentru λ>1 :

Caldura specifica degajata de ardera incompleta :

Qai=Qi-ΔQai=Qa-61000*(10-l)=43500-61000*(1-0,85)= 43500 kj/kg

Temperatura la sfârşitul arderii rezultă din următoarea ecuaţie :

Tz= 2960 K

Presiunea la sfârşitul arderii :

6573706,7

Tinand cont de rotunjirea diagramei:

5587650,7 N/m^2

Coeficientul de corectie a presiunii :

Φz= 0,85Gradul de crestere a presiunii:

3,6474917

9


2.5 Destinderea

Se adoptă coeficientul politropic al destinderii: n2=1.3

Presiunea la sfârşitul destinderii:

377828,8

Temperatura la sfârşitul destinderii:

1531,1543K

2.6 Parametrii principali ai motorului

Se adopta urmatoarele valori care sun trecute in tabelul 2.6 :Tabelul 2.6

coeficientul de rotunjire al diagramei: μr= 0,97randamentul mecanic: ηm= 0,98

Presiunea medie a ciclului teoretic :

1287973,7 N/m^2

1249334,5 N/m^2

Randamentul indicat al motorului:

0,3126862

Presiunea medie efectivă:

1224347,8

Randamentul efectiv al motorului:

0,3064324

Consumul specific efectiv de combustibil :

10


0,2700713 kg/kWh → 270,07 g/kWh

2.7 Dimensini fundamentale ale motorului.Se adoptă raportul cursă alezaj

0.9

Capacitatea cilindrică necesară:

0,445 dm^3

Se determina alezajul şi cursa:

84 mm

76 mm

Viteza medie a pistonului:

11.2

Cilindreea totală a motorului:

Puterea litrică:

41,666667

11


2.8 Diagrama indicată

Volumul la sfarsitul cursei de admisie:

Volumul la sfârşitul compresiei:

0,075l

Se traseaza izocorele: Vb=Va Vc=Vz

Politropa ac care reprezintă procesul de comprimare se trasează prin puncte:

Politropa destinderii zb se trasează analog:

Valorile sun trecute in tabelul 2.7

Tabelul 2.7

alfa Xp Vx px grd m l N/m^2

0 0 0,075 8000010 0,0008334 0,079615899 8000020 0,0032918 0,09323334 8000030 0,007254 0,115179412 8000040 0,0125277 0,144390248 8000050 0,0188648 0,179491243 8000060 0,0259792 0,218897565 8000070 0,0335667 0,260924823 8000080 0,0413253 0,303898996 8000090 0,0489722 0,34625518 80000

100 0,056259 0,386616402 80000

12


110 0,0629805 0,42384631 80000120 0,0689792 0,457072845 80000130 0,0741445 0,485683481 80000140 0,0784075 0,509295948 80000150 0,0817321 0,527711098 80000160 0,0841054 0,540856446 80000170 0,0855268 0,548729623 80000180 0,086 0,55135056 80000190 0,0855268 0,548729623 113355,6200 0,0841054 0,540856446 115655,74210 0,0817321 0,527711098 119679,68220 0,0784075 0,509295948 125736,85230 0,0741445 0,485683481 134313,61240 0,0689792 0,457072845 146140,78250 0,0629805 0,42384631 162304,85260 0,056259 0,386616402 184430,01270 0,0489722 0,34625518 214976,18280 0,0413253 0,303898996 257725,56290 0,0335667 0,260924823 318562,58300 0,0259792 0,218897565 406645,79310 0,0188648 0,179491243 535834,94320 0,0125277 0,144390248 725092,71330 0,007254 0,115179412 992750,51340 0,0032918 0,09323334 1331824,9350 0,0008334 0,079615899 1658675,6360 0 0,075 1802254,1370 0,0008334 0,079615899 6573706,7380 0,0032918 0,09323334 4953901,3390 0,007254 0,115179412 3763593400 0,0125277 0,144390248 2805373,8410 0,0188648 0,179491243 2114139,9420 0,0259792 0,218897565 1633340,6430 0,0335667 0,260924823 1299929,9440 0,0413253 0,303898996 1066208450 0,0489722 0,34625518 899859,7460 0,056259 0,386616402 690000470 0,0629805 0,42384631 583698,23480 0,0689792 0,457072845 552145490 0,0741445 0,485683481 523659500 0,0784075 0,509295948 493654510 0,0817321 0,527711098 470214520 0,0841054 0,540856446 442156530 0,0855268 0,548729623 412535540 0,086 0,55135056 355000550 0,0855268 0,548729623 315000560 0,0841054 0,540856446 270000570 0,0817321 0,527711098 250000580 0,0784075 0,509295948 244000

13


590 0,0741445 0,485683481 230000600 0,0689792 0,457072845 220000610 0,0629805 0,42384631 215000620 0,056259 0,386616402 210000630 0,0489722 0,34625518 200000640 0,0413253 0,303898996 195000650 0,0335667 0,260924823 190000660 0,0259792 0,218897565 185000670 0,0188648 0,179491243 160000680 0,0125277 0,144390248 150000690 0,007254 0,115179412 140000700 0,0032918 0,09323334 110000710 0,0008334 0,079615899 110000720 0 0,075 110000

14


Fig. 2.8.1 Diagrama indicata

15

PROIECT DE LICENTA PAG.16

Fig. 2.8.2 Cronomanograma


2.9. Cinematica mecanismului bielă-manivelă

Analizele cinematice şi calculul dinamic al mecanicsmului bielă-manivelă sunt necesare pentru determinarea forţelor care acţionează asupra pieselor motorului. Cercetările de detaliu ale cinematicii mecanismului bielă-manivelă din cauza regimului variabil de funcţionare, sunt foarte complexe. La determinarea sarcinilor pe piesele motorului se folosesc însă formule simplificate obţinute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit şi la regim stabilizat, care dau o precizie suficientă şi uşurează esenţial calculul.

La o viteză unghiulară constantă de rotaţie a arborelui cotit, unghiul de rotaţie este proporţional cu timpul şi prin urmare toate mărimile cinematice pot fi exprimate în funcţie de unghiul α de rotaţie a arborelui cotit.În calcule se consideră că poziţia iniţială pentru măsurarea unghiului α este poziţia corespunzătoare pentru care pistonul este la distanţa maximă de la axa arborelui cotit.

Figura 2.9.1 Mecanismul biela-manivela cu piston axat

α - unghiul de rotaţie al manivelei la un moment dat,care se măsoara de la axa cilindrului in sensul

= n

30

1 - viteza unghiulara de rotatie a arborelui cotit, în s-1;

n - turatia arborelui cotit, în rot/min;R - raza manivelei (distanta dintre axa arborelui cotit si axa fusului maneton), în m;S = 2R - cursa pistonului (distanta dintre p.m.s. si p.m.i.) în m;l - lungimea bielei, în [m].raportul λ=R/l - raportul dintre raza manivelei si lungimea bielei.

17


S= 0.076 m0.038 m

0,27777778

βmax= 15°

Deplasarea pistonului

0,00524 m

1,32374

13,8667 m/s

22,5333

1.6265 m/s 607,3185307

Expresia deplasării pistonului:

]

Expresia vitezei pistonului:

18


Expresia acceleraţiei pistonului:

Valorile sun trecute in tabelul 2.9.1

Tabelul 2.9.1

alfa Xp Vp apgrd. M m/s m/s^2

0 0 0 21691,1972310 0,000833351 5974,99 21148,919820 0,003291835 11652,63 19564,2238730 0,007253963 16758,572 17059,1432240 0,012527667 21062,09 13822,9897550 0,018864777 24392,206 10092,948160 0,025979167 26647,736 6130,12095670 0,033566739 27800,364 2193,77258480 0,041325266 27890,653 -1483,29679190 0,048972222 27017,697 -4715,477658

100 0,056259009 25323,821 -7378,902327110 0,062980471 22976,297 -9418,303497120 0,068979167 20148,288 -10845,59861130 0,074144511 17001,307 -11730,61631140 0,078407489 13671,191 -12185,32154150 0,081732148 10259,125 -12343,66557160 0,0841054 6828,5631 -12339,69296170 0,085526818 3408,1576 -12286,72069180 0,084 0 -12260,24191190 0,085526818 -3408,158 -12286,72069200 0,0841054 -6828,563 -12339,69296210 0,081732148 -10259,12 -12343,66557220 0,078407489 -13671,19 -12185,32154230 0,074144511 -17001,31 -11730,61631240 0,068979167 -20148,29 -10845,59861250 0,062980471 -22976,3 -9418,303497260 0,056259009 -25323,82 -7378,902327270 0,048972222 -27017,7 -4715,477658280 0,041325266 -27890,65 -1483,296791290 0,033566739 -27800,36 2193,772584300 0,025979167 -26647,74 6130,120956310 0,018864777 -24392,21 10092,9481320 0,012527667 -21062,09 13822,98975330 0,007253963 -16758,57 17059,14322340 0,003291835 -11652,63 19564,22387350 0,000833351 -5974,99 21148,9198

19


360 0 0 21691,19723370 0,000833351 5974,99 21148,9198380 0,003291835 11652,63 19564,22387390 0,007253963 16758,572 17059,14322400 0,012527667 21062,09 13822,98975410 0,018864777 24392,206 10092,9481420 0,025979167 26647,736 6130,120956430 0,033566739 27800,364 2193,772584440 0,041325266 27890,653 -1483,296791450 0,048972222 27017,697 -4715,477658460 0,056259009 25323,821 -7378,902327470 0,062980471 22976,297 -9418,303497480 0,068979167 20148,288 -10845,59861490 0,074144511 17001,307 -11730,61631500 0,078407489 13671,191 -12185,32154510 0,081732148 10259,125 -12343,66557520 0,0841054 6828,5631 -12339,69296530 0,085526818 3408,1576 -12286,72069540 0,084 0 -12260,24191550 0,085526818 -3408,158 -12286,72069560 0,0841054 -6828,563 -12339,69296570 0,081732148 -10259,12 -12343,66557580 0,078407489 -13671,19 -12185,32154590 0,074144511 -17001,31 -11730,61631600 0,068979167 -20148,29 -10845,59861610 0,062980471 -22976,3 -9418,303497620 0,056259009 -25323,82 -7378,902327630 0,048972222 -27017,7 -4715,477658640 0,041325266 -27890,65 -1483,296791650 0,033566739 -27800,36 2193,772584660 0,025979167 -26647,74 6130,120956670 0,018864777 -24392,21 10092,9481680 0,012527667 -21062,09 13822,98975690 0,007253963 -16758,57 17059,14322700 0,003291835 -11652,63 19564,22387710 0,000833351 -5974,99 21148,9198720 0 0 21691,19723

20


Cinematica mecanismului

-40000

-30000

-20000

-10000

0

10000

20000

30000

40000

0 90 180 270 360

alfa[grd]

Xp[m

],Vp[

m/s

],ap[

m/s

^2]

-0,1

-0,08

-0,06

-0,04

-0,02

0

0,02

0,04

0,06

0,08

0,1

Vp

Xp

ap

Fig.2.9.1 Cinematica mecanismului

21


2.10 Calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă

Prin calculul dinamic al mecanismului bielã-manivelã se urmăreste determinarea mãrimii si caracterului variatiei sarcinilor care actioneazã asupra pieselor motorului. Cercetarile în detaliu sunt foarte complexe din cauza regimului variabil de functionare. De aceea se folosesc relatii simplificate, obtinute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit si la regim stabilizat. Forţele care acţioneaza in mecanismul bielă - manivelă

Asupra mecanismului bielã-manivelã, actioneazã fortele date de presiunea gazelor din cilindru si fortele de inertie ale maselor mecanismului aflate în miscare. Fortele de frecare vor fi considerate neglijabile. Fortele de inertie sunt constituite din fortele de inertie ale maselor aflate în miscare alternativã de translatie si forte de inertie ale maselor aflate în miscare de rotatie.

Pentru calculul organelor mecanismului bielã-manivelã, al sarcinilor în lagãre, pentru cercetarea oscilatiilor de torsiune, etc., trebuie determinate valorile maxime, minime si medii ale acestor forte. De aceea mãrimile fortelor se vor determina pentru o serie de pozitii succesive ale mecanismului, functie de unghiul de rotatie al arborelui cotit.

Pentru determinarea fortelor din elementele mecanismului bielã-manivelã este recomandabil sã se înceapã cu determinarea fortelor care actioneazã dupã axa cilindrului , cercetând separat fortele de presiune a gazelor si fortele de inertie.

Figura 2.10.1.1 Fortele si momentele care actioneaza in mecanismul biela-manivela

22


Forta de presiune a gazelor

Forta data de presiunea gazelor pe piston se determina cu relatia:

[N]

Ap - aria suprafeţei capului pistonului;pg - presiunea gazelor în cilindru după diagrama indicată;

0,005541769 m2

D=0.084 mForta de presiune a gazelor este îndreptatã dupã axa cilindrului si poate fi consideratã

în axa boltului de piston. Aceastã fortã este consideratã pozitivã când este orientatã spre axa arborelui cotit si negativã când este orientatã invers.Calculul valorilor fortelor Fg se face tabelar 2.10.1.1.2 si se construieste curba Fg = f(α) graficul 2.10.1.1.1

Fortele de inertie

Fortele de inertie sunt produse de masele aflate în miscare acceleratã si anume: piston asamblat (piston, bolt, segmenti, sigurantele bolþului), bielã si arbore cotit.Fortele de inertie sunt îndreptate în sens opus acceleratiei si sunt date de formula generalã: m - masa elementelor în miscare, în [kg];a - acceleratia maselor, în [m/s2].

În functie de felul miscãrii elementelor mecanismului motor distingem urmãtoarele tipuri de forte de inertie:a) Fortele de inertie produse de masele elementelor aflate în miscare de translatie (Fj);b) Fortele de inertie produse de masele neechilibrate ale elementelor aflate în miscare de rotatie (Fr).

Fortele de inertie ale maselor in miscare de translatie

Aceste forte sunt produse de masele pistonului asamblat (piston, segmenti, bolt de bielã si sigurantele acestuia) si o parte din masa bielei si sunt considerate concentrate în axa boltului.Determinarea fortelor de inertie ale maselor aflate în miscare de translatie se face cu relatia: mj - masele pieselor în miscare de translatie, în [kg];ap- acceleratia pistonului, în [m/s2].

Masele aflate în miscare de translatie se determinã cu relatia urmãtoare:

23


mp - masa pistonului asamblat, în [kg];m1b - masa bielei concentratã în axa boltului si care se considerã cã executã miscare de translatie, în [kg].Fortele de inertie Fj se pot exprima, tinând seama de expresia acceleratiei pistonului pentru mecanismul bielã-manivelã axat. Calculul valorilor fortelor Fj se face tabelar 2.10.1.3.1 si se construieste curba Fj = f(α) graficul 2.10.1.3.1

Masele pieselor in miscare ale mecanismului biela – manivela

Pentru simplificarea calculelor, masele pieselor în miscare pot fi înlocuite cu mase reduse concentrate în articulatiile mecanismului bielã-manivelã.

Masa bielei este consideratã ca fiind concentratã în cele douã axe în care este articulatã, respectiv în axa ochiului bielei (m1b) si în axa capului bielei (m2b).

Componenta m1b a masei bilei se considerã cã executã miscare de translatie si este luatã în calculul fortei de inertie Fj. A doua componentã m2b se adaugã maselor rotitoare ale mecanismului.

Pentru majoritatea motoarelor de autovehicule, repartizarea masei bielei pe cele douã componente este:

În aceste conditii, masa elementelor aflate în miscare de translatie alternativã se poate determina cu relatia:

mp - masa pistonului asamblat, în [kg];mb - masa bielei , în [kg].

Fortele sumare care actioneaza in mecanismul biela – manivela

Prin însumarea algebricã a fortelor de presiune a gazelor Fg si fortelor de inertie Fj, determinate pentru diferite pozitii ale manivelei, se obtin valorile fortei sumare care actioneazã în lungul axei cilindrului.

Calculul valorilor fortei F se face tabelar 2.10.1.3.2 si se construieste curba F=f(α) graficul 2.10.1.3.1

Tabelul 2.10.1.3.1Tipul motorului Masa pistonului din aliaje Masa bielei de Al, ( kg/m^2 ; g/cm^2) ( kg/m^2 ; g/cm^2)M.A.S cu D=60 - 120 mm 100 - 150 ( 10 - 15 ) 120 - 200 ( 12 - 20 )

pcart.=1*105 N/m2= 100000 N/m2Se alege: mb=130[kg/m^2] mb=130*Ap= 0,720430027kg

24


mp=150[kg/m^2] mp=150*Ap= 0,831265416kg

m1b=0.275*mb= 0,198118258kgm2b =0.725*mb= 0,52231177kgmj=mp+mb= 1,66 kgRezultatele acestor calcule sunt trecute in tabelul 2.10.1.3.2

Tabelul 2.10.1.3.2alfa px*10^5 pg Fg Fj Fgrd N/m^2 N/m^2 N N N

0 80000 -20000 -110,8354 -22328,56429 -22439,3996810 80000 -20000 -110,8354 -21770,35276 -21881,1881520 80000 -20000 -110,8354 -20139,09264 -20249,9280330 80000 -20000 -110,8354 -17560,40352 -17671,2389140 80000 -20000 -110,8354 -14229,15997 -14339,9953650 80000 -20000 -110,8354 -10389,516 -10500,3513860 80000 -20000 -110,8354 -6310,246429 -6421,08181870 80000 -20000 -110,8354 -2258,233681 -2369,0690780 80000 -20000 -110,8354 1526,8815 1416,04611190 80000 -20000 -110,8354 4854,035715 4743,200326

100 80000 -20000 -110,8354 7595,721585 7484,886196110 80000 -20000 -110,8354 9695,047853 9584,212465120 80000 -20000 -110,8354 11164,28214 11053,44676130 80000 -20000 -110,8354 12075,30491 11964,46952140 80000 -20000 -110,8354 12543,37105 12432,53566150 80000 -20000 -110,8354 12706,36781 12595,53242160 80000 -20000 -110,8354 12702,27847 12591,44308170 80000 -20000 -110,8354 12647,74968 12536,91429180 80000 -20000 -110,8354 12620,49286 12509,65747190 113355,6 13355,60132 74,013663 12647,74968 12721,76334200 115655,74 15655,73573 86,760478 12702,27847 12789,03894210 119679,68 19679,67838 109,06024 12706,36781 12815,42805220 125736,85 25736,84634 142,62767 12543,37105 12685,99872230 134313,61 34313,61483 190,15814 12075,30491 12265,46305240 146140,78 46140,78495 255,70159 11164,28214 11419,98374250 162304,85 62304,84512 345,27909 9695,047853 10040,32694260 184430,01 84430,00902 467,89164 7595,721585 8063,613229270 214976,18 114976,1802 637,17148 4854,035715 5491,207197280 257725,56 157725,56 874,07869 1526,8815 2400,960188290 318562,58 218562,5848 1211,2235 -2258,233681 -1047,010228300 406645,79 306645,7863 1699,3602 -6310,246429 -4610,886181310 535834,94 435834,9418 2415,2968 -10389,516 -7974,219234320 725092,71 625092,7136 3464,1197 -14229,15997 -10765,04027330 992750,51 892750,5098 4947,4175 -17560,40352 -12612,98603340 1331824,9 1231824,935 6826,4898 -20139,09264 -13312,60286350 1658675,6 1558675,559 8637,8206 -21770,35276 -13132,53218360 1731186,6 1631186,629 9039,6602 -22328,56429 -13288,90407370 6573706,7 6473706,667 35875,79 -21770,35276 20235,33654

25


380 4953901,3 4853901,271 26899,202 -20139,09264 6760,109093390 3763593 3663592,976 20302,788 -17560,40352 -2742,384078400 2805373,8 2705373,834 14992,558 -14229,15997 3569,235644410 2114139,9 2014139,877 11161,899 -10389,516 4563,365898420 1633340,6 1533340,586 8497,42 -6310,246429 4969,369877430 1299929,9 1199929,938 6649,7351 -2258,233681 5523,369284440 1066208 966207,9568 5354,5017 1526,8815 6881,383229450 899859,7 799859,6958 4432,638 4854,035715 9286,673734460 720000 620000 3435,8971 7595,721585 11031,61864470 610000 510000 2826,3024 9695,047853 12521,35027480 552145 452145 2505,6833 11164,28214 13669,96549490 523659 423659 2347,8205 12075,30491 14423,12541500 493654 393654 2181,5397 12543,37105 14724,91076510 470214 370214 2051,6406 12706,36781 14758,00844520 442156 342156 1896,1497 12702,27847 14598,42813530 412535 312535 1731,9969 12647,74968 14379,74659540 355000 255000 1413,1512 12620,49286 14033,64407550 315000 215000 1191,4804 12647,74968 13839,23011560 270000 170000 942,1008 12702,27847 13644,37927570 250000 150000 831,26542 12706,36781 13537,63322580 244000 144000 798,0148 12543,37105 13341,38585590 230000 130000 720,43003 12075,30491 12795,73494600 220000 120000 665,01233 11164,28214 11829,29448610 215000 115000 637,30349 9695,047853 10332,35134620 210000 110000 609,59464 7595,721585 8205,316223630 200000 100000 554,17694 4854,035715 5408,212659640 195000 95000 526,4681 1526,8815 2053,349597650 190000 90000 498,75925 -2258,233681 -1759,474432660 185000 85000 471,0504 -6310,246429 -5839,196027670 160000 60000 332,50617 -10389,516 -10057,00983680 150000 50000 277,08847 -14229,15997 -13952,07149690 140000 40000 221,67078 -17560,40352 -17338,73274700 110000 10000 55,417694 -20139,09264 -20083,67494710 110000 10000 55,417694 -21770,35276 -21714,93507720 110000 10000 55,417694 -22328,56429 -22273,14659

26


Fortele de inertie

-40000

-30000

-20000

-10000

0

10000

20000

30000

40000

0 180 360 540 720

alfa[grd]

Fg[N

],Fj[N

],F[N

]

Fg

Fj

F

Fj - Forţele de inerţieFg-forta de presiune a gazelorF-suma fortelor

Fig. 2.10.1.3.1 Fortele de inertie

Forta F aplicatã în axa boltului se descompune în douã componente, una de sprijin, normalã pe axa cilindrului (N) si una dupã axa bielei (B):

N = F tg [N] 2

B = F

[N]cos 3

Calculul fortelor N si B se face tabelar (vezi tabelul 2.10.1.3.3) si se reprezintã grafic curbele N=f(α) si B=f(α)(graficul. 2.10.1.3.2).

În axa fusului maneton, forta B se descompune în douã componente, una radialã (Z) si una tangentialã (T), expresiile lor fiind urmãtoarele:

T = B ( + ) = F( + )

sinsin

cos

4

27


Z = B ( + ) = F( + )

coscos

cos

5

Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor T si Z (vezi tab. 2.10.1.3.3) se traseazã curbele T=f(α) si Z=f(α) (graficul. 2.10.1.3.3).Forta tangentialã T este singura fortã care produce momentul motor. Expresia momentului motor este:

M = T R = F( + )

R [N m] sin

cos

6

Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor M (vezi tab. 2.10.1.3.3) se traseazã curbele M=f(α) (graficul. 2.10.1.3.4).

Tabelul 2.10.1.3.3alfa beta N B T Z Mgrd grd [N] [N] [N] [N] [N*m]

0 0 0 -22439,4 0 -22439,39968 010 2,7647694 -1056,68234 -21906,69 -4840,257408 -21365,27277 -100,012462620 5,4516419 -1932,598115 -20341,94 -8741,931474 -18367,72045 -180,63132230 7,9835561 -2478,359067 -17844,19 -10981,94137 -14064,56228 -226,915824340 10,285436 -2602,253509 -14574,2 -11211,01318 -9312,377443 -231,649051150 12,285911 -2286,742195 -10746,47 -9513,625379 -4997,749616 -196,576549960 13,919749 -1591,406045 -6615,351 -6356,522997 -1832,342846 -131,34250270 15,130934 -640,59627 -2454,15 -2445,293551 -208,3057551 -50,5262032980 15,876081 402,732316 1472,2024 1464,466922 -150,7200805 30,2597425890 16,12762 1371,531787 4937,5144 4743,200326 -1371,531787 98,0070077

100 15,876081 2128,74816 7781,7151 7001,520718 -3396,14454 144,6698532110 15,130934 2591,571024 9928,4122 8119,844236 -5713,273888 167,7773617120 13,919749 2739,495071 11387,867 8202,818154 -7899,195702 169,4918213130 12,285911 2605,59445 12244,903 7490,471562 -9686,613913 154,7728651140 10,285436 2256,110184 12635,584 6263,199213 -10974,07453 129,4141869150 7,9835561 1766,500477 12718,803 4767,93192 -11791,30129 98,51802754160 5,4516419 1201,693118 12648,656 3177,30501 -12243,0894 65,65148743170 2,7647694 605,430374 12551,524 1580,779794 -12451,58227 32,66307277180 1,95E-15 4,25727E-13 12509,657 1,53262E-12 -12509,65747 3,16679E-14190 -2,764769 -614,3570706 12736,589 -1604,087415 -12635,17316 -33,14466958200 -5,451642 -1220,551131 12847,15 -3227,166042 -12435,2186 -66,68174762210 -7,983556 -1797,340439 12940,851 -4851,171544 -11997,15647 -100,2379774220 -10,28544 -2302,105676 12893,186 -6390,887535 -11197,80383 -132,0525638230 -12,28591 -2671,144124 12552,952 -7678,911466 -9930,302789 -158,6665296240 -13,91975 -2830,337889 11765,494 -8474,827082 -8161,136381 -175,1122419250 -15,13093 -2714,904377 10400,907 -8506,269152 -5985,169668 -175,7619179260 -15,87608 -2293,341725 8383,3928 -7542,874214 -3658,732454 -155,8556418270 -16,12762 -1587,823558 5716,1648 -5491,207197 -1587,823558 -113,4627992280 -15,87608 -682,8480017 2496,1753 -2483,059519 -255,5516449 -51,30654762290 -15,13093 283,1115628 -1084,612 1080,697642 -92,06074186 22,3300588300 -13,91975 1142,765713 -4750,388 4564,527424 -1315,778953 94,31515508310 -12,28591 1736,606988 -8161,126 7224,875788 -3795,411187 149,284957320 -10,28544 1953,512754 -10940,85 8416,112092 -6990,805484 173,8990356330 -7,983556 1768,948314 -12736,43 7838,447192 -10038,69216 161,9629578

28


340 -5,451642 1270,518649 -13373,09 5747,075336 -12075,2117 118,7497086350 -2,764769 634,1938443 -13147,84 2904,999296 -12822,8929 60,02493438360 -3,9E-15 9,04493E-13 -13288,9 3,25618E-12 -13288,90407 6,72812E-14370 2,7647694 977,2011746 20258,918 4476,184608 19758,22711 92,48975989380 5,4516419 645,1664457 6790,8258 2918,351629 6131,76471 60,30082874390 7,9835561 -384,6143713 -2769,223 -1704,277855 -2182,667093 -35,21486789400 10,285436 647,7028583 3627,5284 2790,429623 2317,857759 57,65762329410 12,285911 993,7992518 4670,326 4134,542934 2171,980663 85,43054336420 13,919749 1231,612599 5119,7174 4919,406854 1418,07714 101,6478985430 15,130934 1493,519039 5721,7312 5701,082954 485,654734 117,7993849440 15,876081 1957,108164 7154,279 7116,687821 -732,4356363 147,0495088450 16,12762 2685,311044 9667,1198 9286,673734 -2685,311044 191,8871314460 15,876081 3137,460912 11469,101 10319,20919 -5005,416305 213,2220327470 15,130934 3385,773078 12971,032 10608,21786 -7464,13999 219,1937126480 13,919749 3387,975163 14083,548 10144,5498 -9769,055302 209,6131097490 12,285911 3141,034833 14761,187 9029,736799 -11677,17858 186,5781378500 10,285436 2672,103425 14965,398 7418,040211 -12997,53104 153,2762426510 7,9835561 2069,7838 14902,443 5586,518868 -13815,70212 115,4321893520 5,4516419 1393,234319 14664,761 3683,744473 -14194,54939 76,1158602530 2,7647694 694,4240947 14396,504 1813,142558 -14281,87141 37,4642993540 5,85E-15 1,43277E-12 14033,644 5,15799E-12 -14033,64407 1,06578E-13550 -2,764769 -668,3215715 13855,358 -1744,988823 -13745,03393 -36,05606369560 -5,451642 -1302,182488 13706,377 -3443,001279 -13266,89516 -71,14147193570 -7,983556 -1898,628399 13670,124 -5124,556186 -12673,24848 -105,8868239580 -10,28544 -2421,037615 13559,277 -6721,055111 -11776,30748 -138,8746953590 -12,28591 -2786,625506 13095,652 -8010,893295 -10359,61886 -165,5261483600 -13,91975 -2931,78179 12187,188 -8778,578631 -8453,644747 -181,3885487610 -15,13093 -2793,867774 10703,419 -8753,675252 -6159,249216 -180,8739793620 -15,87608 -2333,642938 8530,7153 -7675,426189 -3723,027867 -158,5945146630 -16,12762 -1563,825068 5629,7702 -5408,212659 -1563,825068 -111,7479135640 -15,87608 -583,9853888 2134,7795 -2123,562601 -218,5529229 -43,87839473650 -15,13093 475,7618814 -1822,663 1816,085287 -154,705768 37,52510382660 -13,91975 1447,191006 -6015,86 5780,4876 -1666,293838 119,440094670 -12,28591 2190,192298 -10292,73 9111,944967 -4786,736669 188,276775680 -10,28544 2531,857655 -14179,94 10907,73417 -9060,460108 225,3825083690 -7,983556 2431,725682 -17508,42 10775,30259 -13799,92018 222,6461231700 -5,451642 1916,731373 -20174,93 8670,15971 -18216,9204 179,1483283710 -2,764769 1048,653676 -21740,24 4803,481173 -21202,93961 99,25256872720 -7,8E-15 3,03199E-12 -22273,15 1,09152E-11 -22273,14659 2,25536E-13

29


Fig. 2.10.1.3.2 Fortele aplicate in axa boltului

30


-25000

-20000

-15000

-10000

-5000

0

5000

10000

15000

20000

25000

0 180 360 540 720

alfa [grd]

T,Z

[N]

T

Z

În axa fusului maneton, forţa B se descompune în două componente, una radială (Z) şi una tangenţială (T)

Fig. 2.10.1.3.3 Fortele aplicate in axa fusului maneton

31


Momentul motor

-800

-600

-400

-200

0

200

400

600

800

0 180 360 540 720

Alfa[grd]

M

Fig. 2.10.1.3.3 Momentul motor

Momentul total al motorului policilindric

Momentul motor total se obtine prin însumarea momentelor obtinute pentru fiecare cilindru al motorului tinând cont de ordinea de functionare a acestora si de configuraþia arborelui cotit. De asemenea, se poate obtine suma momentelor ce actioneazã asupra fiecãrui fus palier al arborelui cotit.

Se stabileste variatia momentului motor total functie de unghiul α de rotatie a arborelui cotit, precum si valoarea momentului mediu. Cu valoarea momentului mediu se calculeazã puterea dezvoltatã de motor care se comparã cu puterea obtinutã la calculul termic.

32


Ca pozitie de pornire (α=0) se considerã pozitia corespunzãtoare p.m.s. a primului cilindru, aflat la admisie.

Alegerea ordinii de lucru

Pentru realizarea unei succesiuni optime de functionare a cilindrilor motorului si o echilibrare naturalã cât mai completã a fortelor de inertie si momentelor acestora, trebuie stabilitã o anumitã pozitie relativã a manivelelor arborelui cotit.

Succesiunea optimã de functionare a cilindrilor se stabileste din conditia distributiei uniforme a exploziilor succesive dintre doi cilindri vecini, pentru a nu rezulta sarcini medii prea mari pe fusurile paliere dintre acestia. Trebuie sã se aibã în vedere si circulatia încãrcãturii proaspete în conducta de admisie, adicã asigurarea unui numãr minim de schimbãri de directie a curentului în conducta de admisie si evitarea interceptãrii încãrcãturii destinate unui cilindru de cãtre un cilindru vecin cu canal de admisie mai scurt. Aceastã interceptare provoacã o crestere a neuniformitãtii umplerii cilindrilor.

Pentru o echilibrare naturalã cât mai completã a fortelor de inertie si a momentelor acestor forte trebuie cãutate acele pozitii relative ale manivelelor arborelui cotit pentru care fortele cetrifuge si fortele de inerþie de ordinul unu si doi se anuleazã reciproc. De asemenea, pentru echilibrarea momentelor date de fortele de inertie, trebuie ca manivelele sã fie dispuse "în oglindã", adicã manivelele egal depãrtate de mijlocul arborelui cotit sã se afle în acelasi plan si orientate în acelasi sens.

Tinând seama de cele prezentate mai sus, pentru un motor cu numãr cunoscut de cilindri si timpi, se stabileste o anumitã formã a arborelui cotit si o ordine de lucru optimã a cilindrilor motorului.

Ordinea de lucru a cilindrilor 1-3-4-2

0 180 360 540 720

alfa 1 A C D E2 C D E A3 E A C D4 D E A C

Calculul momentului total al motoruluiÎn timpul unui ciclu, cilindrii motorului parcurg în mod diferit fazele ciclului motor, în

functie de ordinea de lucru aleasã si de geometria arborelui cotit.Pentru calculele ulterioare este necesarã atât determinarea momentului motor total cât si a momentelor de torsiune care solicitã fiecare fus palier în parte.

Tinând cont de cele expuse mai sus, momentul motor policilindric este alcãtuit din douã componente:

componentã creatã de forta tangentialã care actioneazã asupra cotului corespunzãtor cilindrului dat si care depinde numai de unghiul de rotatie al arborelui cotit;

o componentã datã de momentul sumar al fortelor care actioneazã în cilindrii anteriori cotului respectiv si depinde de numãrul de cilindri si de ordinea lor de lucru.

33


Momentul total al motoarelor cu cilindrii în linie

Calculul momentului total se exemplificã pe un motor cu 4 cilindri în linie, în 4 timpi.Unghiul de decalaj intre doua aprinderi succesive este dat de relatia :

φ - unghiul de decalajφ= 180 °

Insumarea momentelor

Pe baza calculului tabelar al valorilor fortelor M (vezi tab.2.10.1.6.1) se traseazã curbaM1-4=f(α) (graficul. 2.10.1.6.1). Se determinã valoarea medie a momentului motor, ca medie aritmeticã a valorilor instantanee ale momentului motor (tab.4.5, coloana 13):

= 354.4 [N*m]

7Cu ajutorul momentului mediu se calculeazã puterea indicatã a motorului:

8

34


Puterea indicatã calculatã trebuie sã fie egalã cu puterea indicata calculata in functie de presiunea medie indicata dupã formula:

9

unde: pi - presiunea medie indicatã, în [N/m2]; pi = 1.249 * [N/m2]

Rezultanta fortelor maneton

Rezultanta fortelor palier

Tabelul 2.10.1.6.1Alfa M0-1 M1 M2 M1-2 M3 M1-3 M4 M1-4grd. N*m N*m N*m N*m N*m N*m N*m N*m

0 0 0 0 0 0 0 0 010 -100,012 -33,1447 -36,06 -136,0685 -33,1447 -169,2132 92,48976 -76,7220 -180,631 -66,6817 -71,14 -251,7728 -66,6817 -318,4545 60,30083 -258,230 -226,916 -100,238 -105,9 -332,8026 -100,238 -433,0406 -35,2149 -468,340 -231,649 -132,053 -138,9 -370,5237 -132,053 -502,5763 57,65762 -444,950 -196,577 -158,667 -165,5 -362,1027 -158,667 -520,7692 85,43054 -435,360 -131,343 -175,112 -181,4 -312,7311 -175,112 -487,8433 101,6479 -386,270 -50,5262 -175,762 -180,9 -231,4002 -175,762 -407,1621 117,7994 -289,480 30,2597 -155,856 -158,6 -128,3348 -155,856 -284,1904 147,0495 -137,190 98,007 -113,463 -111,7 -13,74091 -113,463 -127,2037 191,8871 64,683

100 144,67 -51,3065 -43,88 100,79146 -51,3065 49,48491 213,222 262,71110 167,777 22,3301 37,525 205,30247 22,33006 227,6325 219,1937 446,83120 169,492 94,3152 119,44 288,93192 94,31516 383,2471 209,6131 592,86130 154,773 149,285 188,28 343,04964 149,285 492,3346 186,5781 678,91140 129,414 173,899 225,38 354,7967 173,899 528,6957 153,2762 681,97150 98,518 161,963 222,65 321,16415 161,963 483,1271 115,4322 598,56160 65,6515 118,75 179,15 244,79982 118,7497 363,5495 76,11586 439,67170 32,6631 60,0249 99,253 131,91564 60,02493 191,9406 37,4643 229,4180 0 0 0 0 0 0 0 0190 -33,1447 92,4898 -100 -133,1571 92,48976 -40,66737 -36,0561 -76,72200 -66,6817 60,3008 -180,6 -247,3131 60,30083 -187,0122 -71,1415 -258,2210 -100,238 -35,2149 -226,9 -327,1538 -35,2149 -362,3687 -105,887 -468,3220 -132,053 57,6576 -231,6 -363,7016 57,65762 -306,044 -138,875 -444,9230 -158,667 85,4305 -196,6 -355,2431 85,43054 -269,8125 -165,526 -435,3240 -175,112 101,648 -131,3 -306,4547 101,6479 -204,8068 -181,389 -386,2250 -175,762 117,799 -50,53 -226,2881 117,7994 -108,4887 -180,874 -289,4260 -155,856 147,05 30,26 -125,5959 147,0495 21,45361 -158,595 -137,1270 -113,463 191,887 98,007 -15,45579 191,8871 176,4313 -111,748 64,683280 -51,3065 213,222 144,67 93,363306 213,222 306,5853 -43,8784 262,71290 22,3301 219,194 167,78 190,10742 219,1937 409,3011 37,5251 446,83300 94,3152 209,613 169,49 263,80698 209,6131 473,4201 119,4401 592,86310 149,285 186,578 154,77 304,05782 186,5781 490,636 188,2768 678,91320 173,899 153,276 129,41 303,31322 153,2762 456,5895 225,3825 681,97330 161,963 115,432 98,518 260,48099 115,4322 375,9132 222,6461 598,56340 118,75 76,1159 65,651 184,4012 76,11586 260,5171 179,1483 439,67

35


350 60,0249 37,4643 32,663 92,688007 37,4643 130,1523 99,25257 229,4360 0 0 0 0 0 0 0 0370 92,4898 -36,0561 -33,14 59,34509 -36,0561 23,28903 -100,012 -76,72380 60,3008 -71,1415 -66,68 -6,380919 -71,1415 -77,52239 -180,631 -258,2390 -35,2149 -105,887 -100,2 -135,4528 -105,887 -241,3397 -226,916 -468,3400 57,6576 -138,875 -132,1 -74,39494 -138,875 -213,2696 -231,649 -444,9410 85,4305 -165,526 -158,7 -73,23599 -165,526 -238,7621 -196,577 -435,3420 101,648 -181,389 -175,1 -73,46434 -181,389 -254,8529 -131,343 -386,2430 117,799 -180,874 -175,8 -57,96253 -180,874 -238,8365 -50,5262 -289,4440 147,05 -158,595 -155,9 -8,806133 -158,595 -167,4006 30,25974 -137,1450 191,887 -111,748 -113,5 78,424332 -111,748 -33,32358 98,00701 64,683460 213,222 -43,8784 -51,31 161,91549 -43,8784 118,0371 144,6699 262,71470 219,194 37,5251 22,33 241,52377 37,5251 279,0489 167,7774 446,83480 209,613 119,44 94,315 303,92826 119,4401 423,3684 169,4918 592,86490 186,578 188,277 149,28 335,86309 188,2768 524,1399 154,7729 678,91500 153,276 225,383 173,9 327,17528 225,3825 552,5578 129,4142 681,97510 115,432 222,646 161,96 277,39515 222,6461 500,0413 98,51803 598,56520 76,1159 179,148 118,75 194,86557 179,1483 374,0139 65,65149 439,67530 37,4643 99,2526 60,025 97,489234 99,25257 196,7418 32,66307 229,4540 0 0 0 0 0 0 0 0550 -36,0561 -100,012 92,49 56,433696 -100,012 -43,57877 -33,1447 -76,72560 -71,1415 -180,631 60,301 -10,84064 -180,631 -191,472 -66,6817 -258,2570 -105,887 -226,916 -35,21 -141,1017 -226,916 -368,0175 -100,238 -468,3580 -138,875 -231,649 57,658 -81,21707 -231,649 -312,8661 -132,053 -444,9590 -165,526 -196,577 85,431 -80,0956 -196,577 -276,6722 -158,667 -435,3600 -181,389 -131,343 101,65 -79,74065 -131,343 -211,0832 -175,112 -386,2610 -180,874 -50,5262 117,8 -63,07459 -50,5262 -113,6008 -175,762 -289,4620 -158,595 30,2597 147,05 -11,54501 30,25974 18,71474 -155,856 -137,1630 -111,748 98,007 191,89 80,139218 98,00701 178,1462 -113,463 64,683640 -43,8784 144,67 213,22 169,34364 144,6699 314,0135 -51,3065 262,71650 37,5251 167,777 219,19 256,71882 167,7774 424,4962 22,33006 446,83660 119,44 169,492 209,61 329,0532 169,4918 498,545 94,31516 592,86670 188,277 154,773 186,58 374,85491 154,7729 529,6278 149,285 678,91680 225,383 129,414 153,28 378,65875 129,4142 508,0729 173,899 681,97690 222,646 98,518 115,43 338,07831 98,51803 436,5963 161,963 598,56700 179,148 65,6515 76,116 255,26419 65,65149 320,9157 118,7497 439,67710 99,2526 32,6631 37,464 136,71687 32,66307 169,3799 60,02493 229,4720 0 0 0 0 0 0 0 0

36


Fig. 2.10.1.6.1 Insumarea momentelor

Pe baza calculului tabelar al valorilor rezultantei fortelor din maneton Rm (vezi tab. 2.10.1.6.2) si valorilor rezultantei fortelor din palier Rp (vezi tab. 2.10.1.6.2) se traseazã curbele Rm=f(α) (graficul. 2.10.1.6.2) si Rp=f(α) (graficul. 2.10.1.6.3). Pe baza tabelului 2.10.1.6.2 se vor trasa si diagramele polare ale fusului maneton (graficul. 2.10.1.6.4) respective fusului palier (graficul. 2.10.1.6.5)

Rm med= 11247,44 N

Gradul de soc pe fusul maneton

Gradul de soc pe fusul palier

Tabelul 2.10.1.6.2

37


alfa T Z Rm Rm med T1 Z1 alfa T2 Rp

38


grd. N N N N N N [grd] N N0 0 22439,4 22439,4 11247,44 0 22439,4 540 0 4202,88

10 -4840 21365,3 21906,69 11247,44 -4840,3 21365,27 550 -1744,99 4112,4420 -8742 18367,7 20341,94 11247,44 -8741,9 18367,72 560 -3443 3677,5430 -10982 14064,6 17844,19 11247,44 -10982 14064,56 570 -5124,56 3010,1840 -11211 9312,38 14574,2 11247,44 -11211 9312,377 580 -6721,06 2560,7950 -9514 4997,75 10746,47 11247,44 -9513,6 4997,75 590 -8010,89 2784,2360 -6357 1832,34 6615,351 11247,44 -6356,5 1832,343 600 -8778,58 3525,1970 -2445 208,306 2454,15 11247,44 -2445,3 208,3058 610 -8753,68 4336,1780 1464,5 150,72 1472,202 11247,44 1464,47 150,7201 620 -7675,43 4906,690 4743,2 1371,53 4937,514 11247,44 4743,2 1371,532 630 -5408,21 5076,62

100 7001,5 3396,14 7781,715 11247,44 7001,52 3396,145 640 -2123,56 4831,26110 8119,8 5713,27 9928,412 11247,44 8119,84 5713,274 650 1816,085 4202,23120 8202,8 7899,2 11387,87 11247,44 8202,82 7899,196 660 5780,488 3343,53130 7490,5 9686,61 12244,9 11247,44 7490,47 9686,614 670 9111,945 2580,6140 6263,2 10974,1 12635,58 11247,44 6263,2 10974,07 680 10907,73 2511,65150 4767,9 11791,3 12718,8 11247,44 4767,93 11791,3 690 10775,3 3167,14160 3177,3 12243,1 12648,66 11247,44 3177,31 12243,09 700 8670,16 4057,65170 1580,8 12451,6 12551,52 11247,44 1580,78 12451,58 710 4803,481 4662,94180 0 12509,7 12509,66 11247,44 0 12509,66 720 0 4881,74190 -1604 12635,2 12736,59 11247,44 -1604,1 12635,17 10 -4840,26 4655,3200 -3227 12435,2 12847,15 11247,44 -3227,2 12435,22 20 -8741,93 4049,91210 -4851 11997,2 12940,85 11247,44 -4851,2 11997,16 30 -10981,9 3234,98220 -6391 11197,8 12893,19 11247,44 -6390,9 11197,8 40 -11211 2587,88230 -7679 9930,3 12552,95 11247,44 -7678,9 9930,303 50 -9513,63 2631,36240 -8475 8161,14 11765,49 11247,44 -8474,8 8161,136 60 -6356,52 3336,95250 -8506 5985,17 10400,91 11247,44 -8506,3 5985,17 70 -2445,29 4186,51260 -7543 3658,73 8383,393 11247,44 -7542,9 3658,732 80 1464,467 4833,18270 -5491 1587,82 5716,165 11247,44 -5491,2 1587,824 90 4743,2 5118,35280 -2483 255,552 2496,175 11247,44 -2483,1 255,5516 100 7001,521 4995,51290 1080,7 92,0607 1084,612 11247,44 1080,7 92,06074 110 8119,844 4504,1300 4564,5 1315,78 4750,388 11247,44 4564,53 1315,779 120 8202,818 3760,94310 7224,9 3795,41 8161,126 11247,44 7224,88 3795,411 130 7490,472 2948,59320 8416,1 6990,81 10940,85 11247,44 8416,11 6990,805 140 6263,199 2263,93330 7838,4 10038,7 12736,43 11247,44 7838,45 10038,69 150 4767,932 1767,75340 5747,1 12075,2 13373,09 11247,44 5747,08 12075,21 160 3177,305 1287,62350 2905 12822,9 13147,84 11247,44 2905 12822,89 170 1580,78 687,646360 0 13288,9 13288,9 11247,44 0 13288,9 180 0 389,623370 4476,2 -19758 20258,92 11247,44 4476,18 -19758,2 190 -1604,09 16479,5380 2918,4 -6131,8 6790,826 11247,44 2918,35 -6131,76 200 -3227,17 9778,81390 -1704 2182,67 2769,223 11247,44 -1704,3 2182,667 210 -4851,17 5153,33400 2790,4 -2317,9 3627,528 11247,44 2790,43 -2317,86 220 -6390,89 8169,6410 4134,5 -2172 4670,326 11247,44 4134,54 -2171,98 230 -7678,91 8456,11420 4919,4 -1418,1 5119,717 11247,44 4919,41 -1418,08 240 -8474,83 8233,57430 5701,1 -485,65 5721,731 11247,44 5701,08 -485,655 250 -8506,27 7805,77440 7116,7 732,436 7154,279 11247,44 7116,69 732,4356 260 -7542,87 7474,39450 9286,7 2685,31 9667,12 11247,44 9286,67 2685,311 270 -5491,21 7409,29460 10319 5005,42 11469,1 11247,44 10319,2 5005,416 280 -2483,06 6827,51470 10608 7464,14 12971,03 11247,44 10608,2 7464,14 290 1080,698 6023,31480 10145 9769,06 14083,55 11247,44 10144,5 9769,055 300 4564,527 5064,45490 9029,7 11677,2 14761,19 11247,44 9029,74 11677,18 310 7224,876 4042,89500 7418 12997,5 14965,4 11247,44 7418,04 12997,53 320 8416,112 3044,54510 5586,5 13815,7 14902,44 11247,44 5586,52 13815,7 330 7838,447 2198,69520 3683,7 14194,5 14664,76 11247,44 3683,74 14194,55 340 5747,075 1478,93

39


530 1813,1 14281,9 14396,5 11247,44 1813,14 14281,87 350 2904,999 911,149540 0 14033,6 14033,64 11247,44 0 14033,64 360 0 372,37550 -1745 13745 13855,36 11247,44 -1745 13745,03 370 4476,185 17038560 -3443 13266,9 13706,38 11247,44 -3443 13266,9 380 2918,352 10207,5570 -5125 12673,2 13670,12 11247,44 -5124,6 12673,25 390 -1704,28 5517,03580 -6721 11776,3 13559,28 11247,44 -6721,1 11776,31 400 2790,43 8501,67590 -8011 10359,6 13095,65 11247,44 -8010,9 10359,62 410 4134,543 8725,72600 -8779 8453,64 12187,19 11247,44 -8778,6 8453,645 420 4919,407 8442,24610 -8754 6159,25 10703,42 11247,44 -8753,7 6159,249 430 5701,083 7954,48620 -7675 3723,03 8530,715 11247,44 -7675,4 3723,028 440 7116,688 7545,7630 -5408 1563,83 5629,77 11247,44 -5408,2 1563,825 450 9286,674 7368,81640 -2124 218,553 2134,779 11247,44 -2123,6 218,5529 460 10319,21 6665,9650 1816,1 154,706 1822,663 11247,44 1816,09 154,7058 470 10608,22 5716,85660 5780,5 1666,29 6015,86 11247,44 5780,49 1666,294 480 10144,55 4601,62670 9111,9 4786,74 10292,73 11247,44 9111,94 4786,737 490 9029,737 3445,47680 10908 9060,46 14179,94 11247,44 10907,7 9060,46 500 7418,04 2630,52690 10775 13799,9 17508,42 11247,44 10775,3 13799,92 510 5586,519 2594,4700 8670,2 18216,9 20174,93 11247,44 8670,16 18216,92 520 3683,744 3203,27710 4803,5 21202,9 21740,24 11247,44 4803,48 21202,94 530 1813,143 3769,73720 0 22273,1 22273,15 11247,44 0 22273,15 540 0 4119,75

Continuare Tabelul 2.10.1.6.2Rp med Z2 T1/2 Z1/2 T2/2 Z2/2 T' Z'N N N N N N N N

4885,54 14033,6 0 11219,7 0 7016,822 -4202,88 04885,54 13745 -2420,1 10682,64 -872,494 6872,517 3810,119 1547,6344885,54 13266,9 -4371 9183,86 -1721,5 6633,448 2550,413 2649,4654885,54 12673,2 -5491 7032,281 -2562,28 6336,624 695,6569 2928,6934885,54 11776,3 -5605,5 4656,189 -3360,53 5888,154 -1231,97 2244,9794885,54 10359,6 -4756,8 2498,875 -4005,45 5179,809 -2680,93 751,3664885,54 8453,64 -3178,3 916,1714 -4389,29 4226,822 -3310,65 -1211,034885,54 6159,25 -1222,6 104,1529 -4376,84 3079,625 -2975,47 -3154,194885,54 3723,03 732,233 75,36004 -3837,71 1861,514 -1786,15 -4569,954885,54 1563,83 2371,6 685,7659 -2704,11 781,9125 -96,1466 -5075,714885,54 218,553 3500,76 1698,072 -1061,78 109,2765 1588,796 -4562,544885,54 154,706 4059,92 2856,637 908,043 77,35288 2779,284 -3151,884885,54 1666,29 4101,41 3949,598 2890,24 833,1469 3116,451 -1211,174885,54 4786,74 3745,24 4843,307 4555,97 2393,368 2449,939 810,73674885,54 9060,46 3131,6 5487,037 5453,87 4530,23 956,8072 2322,2674885,54 13799,9 2383,97 5895,651 5387,65 6899,96 -1004,31 3003,6854885,54 18216,9 1588,65 6121,545 4335,08 9108,46 -2986,92 2746,4274885,54 21202,9 790,39 6225,791 2401,74 10601,47 -4375,68 1611,3514885,54 22273,1 0 6254,829 0 11136,57 -4881,74 04885,54 21365,3 -802,04 6317,587 -2420,13 10682,64 -4365,05 -1618,084885,54 18367,7 -1613,6 6217,609 -4370,97 9183,86 -2966,25 -2757,384885,54 14064,6 -2425,6 5998,578 -5490,97 7032,281 -1033,7 -3065,384885,54 9312,38 -3195,4 5598,902 -5605,51 4656,189 942,7132 -2410,064885,54 4997,75 -3839,5 4965,151 -4756,81 2498,875 2466,277 -917,3574885,54 1832,34 -4237,4 4080,568 -3178,26 916,1714 3164,397 1059,1524885,54 208,306 -4253,1 2992,585 -1222,65 104,1529 2888,432 3030,4884885,54 150,72 -3771,4 1829,366 732,233 75,36004 1754,006 4503,6714885,54 1371,53 -2745,6 793,9118 2371,6 685,7659 108,1459 5117,204

40


4885,54 3396,14 -1241,5 127,7758 3500,76 1698,072 -1570,3 4742,294885,54 5713,27 540,349 46,03037 4059,92 2856,637 -2810,61 3519,5734885,54 7899,2 2282,26 657,8895 4101,41 3949,598 -3291,71 1819,1454885,54 9686,61 3612,44 1897,706 3745,24 4843,307 -2945,6 132,79794885,54 10974,1 4208,06 3495,403 3131,6 5487,037 -1991,63 -1076,464885,54 11791,3 3919,22 5019,346 2383,97 5895,651 -876,305 -1535,264885,54 12243,1 2873,54 6037,606 1588,65 6121,545 -83,9388 -1284,894885,54 12451,6 1452,5 6411,446 790,39 6225,791 185,6553 -662,114885,54 12509,7 0 6644,452 0 6254,829 389,6233 04885,54 12635,2 2238,09 -9879,11 -802,044 6317,587 -16196,7 -3040,144885,54 12435,2 1459,18 -3065,88 -1613,58 6217,609 -9283,49 -3072,764885,54 11997,2 -852,14 1091,334 -2425,59 5998,578 -4907,24 -1573,454885,54 11197,8 1395,21 -1158,93 -3195,44 5598,902 -6757,83 -4590,664885,54 9930,3 2067,27 -1085,99 -3839,46 4965,151 -6051,14 -5906,734885,54 8161,14 2459,7 -709,039 -4237,41 4080,568 -4789,61 -6697,124885,54 5985,17 2850,54 -242,827 -4253,13 2992,585 -3235,41 -7103,684885,54 3658,73 3558,34 366,2178 -3771,44 1829,366 -1463,15 -7329,784885,54 1587,82 4643,34 1342,656 -2745,6 793,9118 548,7437 -7388,944885,54 255,552 5159,6 2502,708 -1241,53 127,7758 2374,932 -6401,134885,54 92,0607 5304,11 3732,07 540,349 46,03037 3686,04 -4763,764885,54 1315,78 5072,27 4884,528 2282,26 657,8895 4226,638 -2790,014885,54 3795,41 4514,87 5838,589 3612,44 1897,706 3940,884 -902,4314885,54 6990,81 3709,02 6498,766 4208,06 3495,403 3003,363 499,03594885,54 10038,7 2793,26 6907,851 3919,22 5019,346 1888,505 1125,9644885,54 12075,2 1841,87 7097,275 2873,54 6037,606 1059,669 1031,6654885,54 12822,9 906,571 7140,936 1452,5 6411,446 729,4893 545,92844885,54 13288,9 0 7016,822 0 6644,452 372,37 04885,54 -19758,2 -872,49 6872,517 2238,09 -9879,11 16751,63 3110,5874885,54 -6131,76 -1721,5 6633,448 1459,18 -3065,88 9699,33 3180,6764885,54 2182,67 -2562,3 6336,624 -852,139 1091,334 5245,291 1710,1394885,54 -2317,86 -3360,5 5888,154 1395,21 -1158,93 7047,083 4755,7424885,54 -2171,98 -4005,4 5179,809 2067,27 -1085,99 6265,8 6072,7184885,54 -1418,08 -4389,3 4226,822 2459,7 -709,039 4935,861 6848,9934885,54 -485,655 -4376,8 3079,625 2850,54 -242,827 3322,452 7227,3794885,54 732,436 -3837,7 1861,514 3558,34 366,2178 1495,296 7396,0574885,54 2685,31 -2704,1 781,9125 4643,34 1342,656 -560,743 7347,4434885,54 5005,42 -1061,8 109,2765 5159,6 2502,708 -2393,43 6221,3864885,54 7464,14 908,043 77,35288 5304,11 3732,07 -3654,72 4396,0664885,54 9769,06 2890,24 833,1469 5072,27 4884,528 -4051,38 2182,0314885,54 11677,2 4555,97 2393,368 4514,87 5838,589 -3445,22 -41,10414885,54 12997,5 5453,87 4530,23 3709,02 6498,766 -1968,54 -1744,854885,54 13815,7 5387,65 6899,96 2793,26 6907,851 -7,89097 -2594,394885,54 14194,5 4335,08 9108,46 1841,87 7097,275 2011,186 -2493,214885,54 14281,9 2401,74 10601,47 906,571 7140,936 3460,534 -1495,174885,54 14033,6 0 11136,57 0 7016,822 4119,751 0

41


Fig. 2.10.1.6.2 Rezultata fortelor maneton

42


Fig. 2.10.1.6.3 Rezultanta fortelor palier cuprins intre manetonul 1-2

Rezultanta palier Rp

0

2000

4000

6000

8000

10000

12000

14000

16000

18000

0 180 360 540 720

alfa[grd]

Rp

Rp

Rpmed

43


Fig. 2.10.1.6.3 Diagrama polara a fusului maneton 1

44


Fig. 2.10.1.6.4 Diagrama polara a fusului palier 1

Fig. 2.10.1.6.5 Diagrama de uzura fus maneton

45


Fig. 2.10.1.6.6 Diagrama de uzura fus palier

2.11 Caracteristica externa

Puterea efectiva

Pex=Pemax[a*n/np+b*(n/np)^2-(n/np)^3]=

Consumul specificc=cs[c-d*n/np+k*(n/np)^2]=cs=270,07 g/kWh consumul specific efectiv de combustibil

Consumul orarC=Pe*c*10^(-3)=

Momentul motorMe=3*10^4*Pe/(π*n)=

π= 3,647491657 gradul de crestere a presiuni

ConstanteTabelul 2.11.1.1

Motor a b c d k

MAS 1 1 1,2 1 0,8

46


Tabelul 2.11.1.2n

[r/min] Pe [kW] c [g/kWh]C

[kg/h]Me

[Nm]1000 17,731 150,582 10,680 240,4781200 21,676 147,142 12,758 244,9821400 25,702 143,974 14,802 248,9861600 29,787 141,079 16,809 252,4891800 33,909 138,457 18,780 255,4922000 38,046 136,106 20,713 257,9942200 42,175 134,029 22,611 259,9962400 46,275 132,223 24,475 261,4982600 50,323 130,691 26,307 262,4992800 54,297 129,430 28,111 262,9993000 58,176 128,443 29,889 262,9993200 61,936 127,727 31,644 262,4993400 65,556 127,285 33,377 261,4983600 69,014 127,114 35,091 259,9963800 72,287 127,216 36,784 257,9944000 75,354 127,591 38,458 255,4924200 78,191 128,238 40,109 252,4894400 80,778 129,158 41,733 248,9864600 83,092 130,350 43,324 244,9824800 85,111 131,815 44,875 240,4785000 86,812 133,552 46,375 235,4735200 88,173 135,561 47,812 229,9685400 89,173 137,843 49,168 223,9625600 89,790 140,398 50,425 217,4565800 90,000 143,225 51,561 210,4496380 88,11 152,9643 53,911 187,300

47


Caracteristica externa

0

50

100

150

200

250

300

350

1000 1400 1800 2200 2600 3000 3400 3800 4200 4600 5000 5400 5800

n[rot/min]

Me[

Nm

] , c

[g/k

wh

]

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

Pe[

kw],

C[k

g/h

]

C

Me

c

Pe

Fig. 2.11.1.3 Caracteristica externa digrama

48


CAP. 3 CALCULUL ORGANOLOGIC 3.1 Blocul motor si chiulasa

Blocul de cilindri preia eforturile de explozie si fortele de inertie ale mecanismului biela manivela. Conditia esentiala pe care trebuie sa o aiba un bloc este aceea de a asigura o rigiditate maxima. Blocul de cilindri se realizeaza prin turnare. In ce priveste constructia se recomanda ca el sa fie realizat sub forma unui corp cu zabrele. Acestea vor fi constituite din nervurile piesei turnate, 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)F cand blocul este din fonta. Daca eforturile ce trebuie preluate sunt mai mari, atunci se mareste numarul de prezoane nu si diametrul lor In jurul camasilor se va cauta sa se faca sectiuni pe cat posibil mai mici pentru trecerea apei, cu scopul de a mari viteza de curgere. Aceasta nu trebuie sa depaseasca insa 3.5 m/s pentru ca exista pericolul antrenarii depozitelor inevitabile ce pot astupa canalele. Pentru a avea dimensiuni minime pentru carter se descrie infasuratoarea conturului bielei la o rotatie completa apoi se traseaza sectiunea carterului astfel ca locurile cele mai strimte dintre perete si corpul bielei sa fie de minim (8-10) mm din cauza barbotajului si a corpurilor straine Din motive de rigiditate grosimea peretilor va fi de (4.5-5) mm pentru blocurile turnate din fonta Un indice de apreciere a calitatii blocului motor este greutatea acestuia. se recomanda ca 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 dintre cilindri. 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 calitate pentru cilindri. Chiulasa se toarna frecvent din aliaje de aluminium.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 solicitate si se forjeaza la motoarele mai intens solicitate. Prezoanele se executa din oteluri aliate, de imbunatatire, cu crom ori nichel.

49


3.2 Calculul cilindrului motorului

Se alege solutia constructiva cu camasa prelucrata direct in blocul cilindrilor. Aceasta solutie ofera avantajul unei prelucrari usoare a blocului motor si cheltuieli minime la montaj. Are dezavantajul ca blocul motor trebuie turnat in intregime din fonta de calitate ceea ce implica o oarecare crestetre de pret. Un alt dezavantaj al acestei solutii este faptul ca odata uzat operatiile de reparatie sunt mai mari si necesita un volum mai mare de munca.

In ciuda acestor avantaje solutia sa extins la motoarele actuale fiind foarte folosita datorita faptului ca asigura o rigiditate mare blocului motor ceea ce duce la coborarea nivelului de zgomot al motorului si ofera a racire foarte eficienta a cilindrului.

Calculul grosimii cilindrului

Grosimea cilindrului se determina considerindu-l ca un vas cu pereti subtiri supus la presiune interioara.

In urma calculului termic am obtinut:

Fig. 3.2.1 Schema de calcul pentru cilindru

D 84 mm

S=76 mmpmax 8.35 MPaIn continuare se adopta pentru fonta cenusie: Fc200t 100 MPa

0.5 Dpmax

t 3.507 mm

Se adopta grosimea 4 mm si D1 D 2 D1 92 mm

Verificarea tensiunilor sumare

DmedD D1

2 mm

Dmed 88 mm

50


Tensiunea de intindere in sectiunea transversala este

t 0.25 pmaxDmed

mm

t 46 MPa

Tensiunea de incovoiere se calculeaza astfel

W 23318.813 mm3

Nmax 1074 N

h 57.75 mm

iNmax h

W

i 2.66 MPa

48.585 MPa

Tensiunea sumara totala nu trebuie sa depaseasca 59 MPa 3.3Calculul 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 exploatare

Fig. 3.3 Schema de calcul a pistonului

D:= 84 mmH 1 D H 84 mmL 0.55 D L 46.2 mm

h 0.1 D h 8.4 mm

t i

51

W32

D14

D4

D1


l1 0.57 D l1 47.88 mml2 0.3 D l2 25.2 mm 0.11 D 9.24 mm

Verificarea capului pistonului

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

f 0.1875 pmax 1( )ri

2

f 9 MPa

Verificarea sectiunii slabite

Pistonul se verifica la compresiune in sectiunea x-x, deoarece forma constructiva, cu gauri in dreptul segmentului de ungere, duce la slabirea acestei sectiuniAa 3412.72 mm2

c 13.559 MPaEfortul unitar admisibil la compresie este ac=20-40 MPa

Verificarea mantalei

Suprafata de frecare (ghidare) a pistonului se verifica la uzuraNmax 5310.65 N

Aev 4203.4 mm2

p 1.263 MPa

Valoarea maxima a presiunii nu trebuie sa depaseasca 1.5 MPa

Determinarea diametrului pistonului la montaj

Diametrul pistonului la montaj se determina in astfel incit sa asigure jocul la cald necesar functionarii normale - pentru aliaje din aluminiu

af 30 Mpa

c pmax D2

4 Aa

52

pNmax

Aev


p 17.5 106 1

K

- pentru racirea cu apa Tc = 370 K temperatura cilindrului

Tp = 200 K temperatura pistonului

s 0.184 - jocul pistonului la partea superioara

i 0.125 mm

DpD 1 c Tc T0( ) s

1 p Tp T0( )

Dp 84.019 mm

DiD 1 c Tc T0( ) i

1 p Tp T0( )

Di 84.078 mm

3.4 Calculul boltului de piston

Boltul de piston este solicitat in timpul lucrului de o sarcina mecanica variabila ca valoare si sens iar in unele perioade de functionare ale motorului caracterul solicitarii se apropie de cel de soc. Miscarea oscilanta si temperatura relativ ridicata de la umerii pistonului determina conditii nefavorabile pentru realizarea unei frecari lichide : de aici si uzura 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 care se executa, boltul de piston se cementeaza la suprafata pe o adancime de (0.5-2) mm ori se caleste superficial prin C.I.F. pe o adancime de (1-1.5) mm Duritatea stratului superficial trebuie sa fie HRC=58-65 , iar a miezuluiHRC=36

Pentru calculul boltului se considera o grinda pe doua reazeme incarcata cu o forta uniform distribuitape lungimea piciorului bielei. Schema de incarcare se vede in figura. Conventional forta ce actioneaza asupra boltului se considera a fi forta maxima de presiune a gazelor diminuata de forta de inertie data de masa pistonului. Boltul se verifica la uzura in piciorul bielei si in umerii pistonului, la incovoiere in sectiunea mediana, la forfecare in sectiunile dintre piciorul bielei si partea frontala a umarului pistonului si la ovalizare

Verificarea la uzura-se face calculind presiunile specifice de contact, care caracterizeaza conditiile de ungere, atit pentru piciorul bielei cit si pentru umeri .

53


Fig. 3.4.1 Schema de calcul al boltului

d = 0.24 *D d = 20.18 mm

di = 0.43 * d di = 10.9 mm

l = 0.8 * D l 65.52 mmlb = 0.36* D lb = 30.24 mmSe adopta:-diametrul boltului d =20 mm -diametrul interior di =11 mm

-lungimea boltului l = 65 mm

-lungimea de contact cu piciorul lb = 30 mm

-grosimea bucsei boltului j = 2 mm

Verificarea la uzură

Presiunea pe suprafata piciorului bieleiFmax 56638.52 N

Fmin 131.48 N

pbFmax

db lb

pb 149.049 MPa

Presiunea pe suprafata umerilor pistonului

ppFmax

2 db lp pp 64.804 MPa

La motoarele existente presiunea specifica variaza in limitele:pb=(40-90) MPa si pp=(25-54) MPa Verificarea la incovoiere

54


Fig. 3.4.2 Schema de calcul la verificrea la incovoiere

Efortul unitar maxim la incovoiere este:

imaxFmax l 0.5 lb 4 j( ) 0.1

1.2 db3 1

dbi

db

4

imax 64.343 MPa

iminFmin l 0.5 lb 4 j( )

1.2 db3 1

dbi

db

4

imin 1.494 MPa

In continuare se calculeaza efortul unitar mediu si amplitudinea eforturilor unitare

aimax imin

2

a 31.425 MPa

mimax imin

2

m 32.919 MPa

Se verifica valoarea imax<a=(25-50) MPa In continuare se calculeaza coeficientul de siguranta c2max=(1-2.2)k 1coeficientul efectiv de concentrare la sarcina variabila 0.8factorul dimensional 1.1coeficientul de calitate al suprafetei

340 MParezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de incovoiere0 1.5

55


0 510 MPa

rezistenta la oboseala pentru ciclul pulsator de incovoiere

2 0

0

0.333coeficientul tensiunilor

c2

k

a m

c2 7.283Verificarea la forfecareEfortul unitar de forfecare se calculeaza cu relatia urmatoare:

0.85 Fmax 1

dbi

db

dbi

db

2

db2

1dbi

db

4

287.575adm=150-220 MPa - otel aliat

Calculul la ovalizareIn ceea ce priveste calculul la ovalizare se pleaca de la ipoteza ca boltul este incarcat cu o sarcina distribuita sinusoidal. Pentru a corecta inexactitatile ipotezei rezultatele obtinute se majoreaza cu coeficientul kSolicitarile maxime apar la diametrul interior al boltului. Valorile acestor eforturi se calculeaza astfel:

Fig. 3.4.4 Repartitia sarcinii la ovalizare

1,2,3,4,k sint coeficienti care depind de raportuldbi

db1 13.8 2 7.2 3 3.6 4 8.8 kov 1.38

1 316.442 MPa

1Fmax

l db1

2

56


2Fmax

l db2

2 330.2 MPa

3Fmax

l db3

Fig. 3.4.5 Variatia tensiunilor unitare de ovalizare in blot

4Fmax

l db4

4 403.578 MPa

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

Calculul deformatiei de ovalizare

max0.09 Fmax

l 2.1 105

ldbi

db

ldbi

db

3

kov

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

1 0.0005 db 1 0.01 1

20.005

max2

Calculul jocului la montaj

ol - coeficientul de dilatare al materialului boltului

max 0.0045 mm

57


1

k

al - coeficientul de dilatare al materialului pistonului

al 20 106

1

ktb - temperatura boltului

tb 423 k

tp - temperatura pistonuluitp 450 k

t0 - temperatura mediului ambiant

t0 293 k

Jocul montaj

1 db ol tb t0( ) al tp t0( )

1 al tp t0( )

0.02 mm

3.5 Calculul segmentilor In ansamblul lor segmentii realizeaza etansarea pe baza efectului de labirint, cu alte cuvinte spatiile dintre segmenti permit destinderea treptata a gazelor si prelungesc drumul parcurs de acestea. astfel in zona ultimului segment viteza de curgere si cantitatea de gaze scad pina la valori practic neglijabile Se considera o eficienta normala, daca presiunea gazelor dupa ultimul segment reprezinta 3-4% din valoarea presiunii in cilindru, iar volumul de gaze scapate este cuprins intre 0.2-1% din volumul incarcaturii proaspete admise in cilindri. Aceste valori se determina experimental Calculul segmentului urmareste stabilirea urmatoarelor obiective: determinarea presiunii medii elastice pentru stabilirea formei segmentului in stare libera si montata: determinarea celor doua dimensiuni de baza a segmentului: verificarea eforturilor unitare ce apar in segment la deschiderea lui astfel incat la montaj sa nu depaseasca valoarea admisibila:determinarea jocurilor la rece si la cald precum si verificarea rosturilor la cald pentru a preveni impactul intre capete in timpul functionarii.

ol 12 10 6

58


Fig. 3.5.1 Schema de calcul al segmentului

Se adopta:

-grosimea radiala a segmentului t =3 mm

E 1.2 105 MPa

g_elast 0.196S0 12

pe0.425

3 g_elastE

S0

t

D

t1

3D

t

pe 0.214 MPa

pe=0.1..0.4 MPa segmenti de compresie Realizarea unei anumite repartitii a presiunii segmentului asupra oglinzii cilindrului impune o curbura variabila a fibrei medii a segmentului in stare libera. trasarea fibrei medii

59


a segmentului in stare libera se poate face luind in consideratie deplasarile relative radiale si unghiulare.

3.5.2 Tensiunea la montajul pe piston

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

'max2

pE

11

3 g_elast( )

S0

t

D

t1

2

Valorile admisibile pentru 'max=230 MPa

3.5.3 Grosimea radiala t

x 0.5 0.815a

kn pe

kn 1.742a 30 MPa

x 22.125

tD

x

t = 3.4 mmx=D/t=22-24 pentru D=50-100 mm

3.5.4 Tensiunea maxima:

max0.2 kn

3 g_elast( )E

S0

t

D

t1

2

max 33.614 MPa

Tensiunea maxima admisibila max=30-45 MPa

3.5.5. Jocul la capetele segmentului in stare calda:

'3 0.0015 D

'max 138.553 MPa

60


'3 0.126 mm

Jocul la capetele segmentului :

3 0.0030 D3 0.252 mm

3.6 Calculul bielei

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

3.6.1 Calculul piciorului bielei

Dimensiunile principale ale piciorului bielei se iau orientativ conform datelor din literatura de specialitate

Ochiul bielei este solicitat la intindere de forta de inertie a ansamblului pistonului, la compresiune de forta de presiune a gazelor.Pentru a efectua calculele de rezistenta se considera piciorul bielei ca o bara curba incastrata in regiunea de racordare C-C cu corpul bielei.Forta de inertie se considera ca actioneaza uniform repartizara pe jumatatea superioara apiciorului bieleiIn sectiunea periculoasa C-C va apare momentul incovoietor

Fig. 3.6.1 Schema de calcul a piciorului bielei

Se adopta:-diametrul exterior al piciorului: dc = 34 mm

-diametrul interior al piciorului: di = 24 mm

61


-diamtrul boltului: d = 20 mm

-latimea piciorului: a = 30 mm

-grosimea bucsei : hc = 2 mm

-grosimea raadialapiciorului bielei : hp = 7 mm

-raza corespunzatoare fibrei medii: rm = 17 mm

-aria sectiunii piciorului: Ap = 120 mm2

-masa pistonului: mp 0.83 Kg

-masa bielei: mb 0.72 Kg

-masa piciorului: m1b 0.275 mb m1b 0.198 Kg

-masa capului: m2b 0.725 mb m2b 0.522 Kg

-masa capacului de biela: mcp 0.3 m2b mcp 0.157 Kg-raza manetonului: r 43 10

3 m

Unghiul de incastrare: c 120

180

Forta de intindere:

1

3.6

Fjp mp r n30

2

1

Fjp 18003.694 N

Modulul de elasticitate al materialului bielei:

EOl 2.2 105 MPa

Solicitarea de intindere:

n 5800 rot/min

62


Fig.3.6.2 Schema de calcul pentru solicitarea de intindere

M0 Fjp rm 0.00033 c 0.0297 M0 8878.53 Nm

N0 Fjp 0.572 0.0008( )N0 10283.71 N

Momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare sint:Mi M0 N0 rm 1 cos c 0.5 Fjp rm sin c cos c Mi 44311.296 Nm

Ni N0 cos c 0.5 Fjp sin c cos c Ni 7154.897 N

Tensiunile in sectiunea de incastrare in fibra interioara si exterioara sint:Kb 1in cazul in care nu exista bucsa in piciorul bielei

ii 2 Mi6 rm h_p

h_p 2 rm h_p( ) Kb Ni

1

a hp

ii 332.41 MPa

ie 2 Mi6 rm h_p

h_p 2 rm h_p( ) Kb Ni

1

a hp

ie 174.53 MPa

Tensiunile trebuie sa se incadreze in intervalul 150-450 MPaSolicitarea de compresiune:

63


Fig.3.6.2 Schema de calcul pentru solicitarea de compresiune

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

Fc D

24

pmax Fjp

Fc 28270.081 N

In ipoteza ca aceasta se repartizeaza dupa o lege sinusoidala pe jumatatea inferioara a piciorului bielei, se vor obtine niste eforturi unitare de compresiune in fibra interioara si exterioara cu o varitie precizata.

In sectiunea de incastrare C-C va apare un moment incovoietor M'c calculabile cu urmatoarele relatii:M'0 Fc rm 0.0011M'0 528.651 Nm

N'0 Fc 0.003N'0 84.81 N

Nc N'0 cos c Fcsin c

2

c

sin c

1

cos c

Nc 376.483 N

Mc M'0 N'0 rm 1 cos c Fc rmsin c

2

c

sin c

1

cos c

Mc 4429.791 Nm

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

ce1

a hp2 Mc

6 rm h_ph_p 2 rm h_p( ) kov Nc

ce 0.127 sec3

kg-1

m-2 MPa

-in fibra interioara

ci1

a hp2 Mc

6 rm h_ph_p 2 rm h_p( ) kov Nc

ci 0.222 sec3

kg-1

m-2 MPa

64


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 h_p

312

I 857.5

8 Fjp rm

3 c 90 2

106

EOl I

0.029 mm

3.6.2.1 Calculul corpului bielei

Calculul la intindere si compresiune:

Calculul corpului bielei se face in cel putin doua sectiuni : in sectiunea mediana I-I, iar daca sectiunea variaza pronuntat in lungul corpului bielei se face calculul si pentru sectiunea II-II.Corpul bielei este solicitat la intindere compresiune si flambaj Efortul unitar de intindere se calculeaza astfel :

Fig.3.6.2.1 Schema de calcul pentru corpul bielei

65


Se adopta:

-lungimea corpului bielei: l = 132 mm

-lungimea dintre picior si corp l1 = 94 mm

-latimea corpului bilei : b = 10 mm

-grosimea corpului bielei : g = 5 mm mj m1b mp( )mj 1.028 kg

-pentru sectiunea I-I

F mj r n30

2

1

F 22298.551 N

Fcp D

24

pmax mj r n30

2

1

Fcp 23975.224 N

A 294 mm2

aria sectiunii care se calculeaza Efortul unitar de compresiune si efortul unitar de intindere se calculeaza astfel :

c 13.559 MPa

cFcp

A i

F

A

adm=150-300 MPa

i 75.845 MPa

Calculul la flambaj:

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

f 1.1Fcp

A

f 89.703 MPa

adm=150-300 MPa

Calculul coeficientului de siguranta:

66


1t 450 MPa

1 0.7 0.3 1.14

max f min i

amax min

2

a 82.774 MPa

m 32.919 MPa

mmax min

2

c1t

a m

c = 2.186

c recomandat 2-2.5

3.6.3.1 Calculul capului bielei

Capul bielei se verifica la intindere sub actiunea fortei de inertie.Ipotezele 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.

67


-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 infibra interioara este :

Fig. 3.6.3.1 Schema de calcul a capului bielei

Se adopta:

-diametrul exterior al capului bielei D1= 74

-diametrul interior al capului bielei D2 = 62

-distanta dintre axele suruburilor de biela l3 = 82 mm

Fjc r n30

2

mp m1b( ) 1 m2b mcp( )

Fjc 28501.479 N

-momentul de inertie al capacului: Icp 5716.66 mm4

-momentul de inertie al cuzinetului: Ic 32.55 mm4

-aria sectiunii capacului: Acp 350 mm2

-aria sectiunii cuzinetului: Ac 62.5 mm2

-momentul de rezistenta al capacului: Wcp 816.66 mm3

Fjc0.023 lp

1Ic

Icp

Wcp

0.4

Acp Ac

81.114 MPa

adm=160-300 MPaCalculul coeficientului de siguranta:Coeficientul de siguranta pentru ciclul pulsator:

c 21t

max 1

68


c = 2.895c recomandat 2.5-3Calculul deformatiei: 0.029

0.0024 Fjc lp

2EOl Icp Ic( )

3.6.4 Calculul suruburilor de biela

Suruburile de biela sunt solicitate la intindere de forta initiala Fsp si de forta de inertie a maselor in miscare de translatie si a maselor in miscare de rotatie care se afla deasupra planului de separatie dintre corp si capac. Pentru a asigura strangerea necesara cuzinetilor, forta de strangere initiala a suruburilor trebuie sa fie mai mare decat forta de inertie care revine unui surubz 2 0.15

Fi Fjc Fi1Fi

z

Fi1 14250.739 N

Fsp 2 Fi1Fsp 28501.479 N

Fs Fsp Fi1Fs 30639.09 N

Fig. 3.6.3.2 Schema de determinare a coeficientului de sigurantã a suruburilor de bielã

Tinand seama de fortele ce solicita suruburile de biela, acestea se dimensioneaza in functie de solicitarea la intindere si se verifica la obosealaDiametrul fundului filetului se determina astfel:cc 2 -coeficient de sigurantac1 1.3 -factor ce tine seama de solicitarile la torsiunec2 1.2 -factor ce tine seama de curgerea materialuluic 1200 -limita de curgere a materialului suruburilor

ds cc4

c1

c2

Fs

c

ds 8.393 mm

69


Diametrul partii nefiletate

d's cc4

Fs

c

d's 8.063 mm

Calculul coeficientului de siguranta:Aria surubului la diametrul fundului filetului:

As ds

24

As 55.321 mm2

maxFs

As min

FspAs

max 553.846 MPa min 515.206 MPa

mmax min

2 v

max min2

m 534.526 MPa v 19.32 MPaPentru ciclul de solicitare de tip pulsator, coeficientul de siguranta se determina astfel: 5.2 0.85 1.2 0.21 600

MPa

c1

v m

c 2.921c recomandat 2.5-4

3.7 CALCULUL ARBORELUI COTIT

Avand in vedere conditiile de functionare, prin calcul, arborele cotit se verifica la presiune specifica si incalzire, la oboseala si la vibratii de torsiune.

Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptandu-se prin prelucrarea statistica a dimensiunilor arborilor cotiti existenti.

Verificarea fusurilor la presiune si incalzire Pentru apreveni expulzarea peliculei de lubrifiant dintre fusuri si cuzinet trebuie sa se limiteze presiunea maxima pe fusuri. Presiunea specifica conventionala maxima pe fusurile manetoane si paliere se calculeaza astfel;

70


Fig. 3.7 Schema de calcul a arborelui cotit

dp= 0.72D = 60.08 mmlp= 0.7D =42.1 mmdm= 0.61D=51.8 mmlm= 0.6dm =33.5 mmh= 0.27dm = 14.04 mmb= 1.9dm=98.8 mmr= 0,1dm = 5.1 mmSe adopta:

-diametrul fusului maneton: dm = 52 mm-diametrul fusului palier: dp = 60 mm-lungimea fusului maneton: lm = 34 mm -lungimea fusului palier: lp = 42 mm -latimea bratului: b = 99 mm-grosimea bratului: h =14 mm -distanta dintre ½ brat si ½ lp a = 26 mm

-raza de racordare r= 5 mm

N

-forta maxima ce incarca fusul maneton

N

-forta maxima ce incarca fusul palier

pmmaxRmmax

dm lm

ppmaxRpmax

dp lp

MPa

Rmmax 22439.4

Rpmax 17038

pmmax 12.947 Mpa

ppmax 7.043

71


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

Rmm si Rpm reprezinta mediile aritmetice ale valorilor fortelor care incarca fusurile paliere si manetoane

pmRmm

dm lm

pm 5.687 MPa

ppRpm

dp lp

pp 5.956 MPa

Verificarea fusului la incalzire se efectueaza initial pe baza unui ciclu simplificat si acesta se refera la determinarea coeficientului de uzura. 1.06

Km pm dm n

60

3

Km 5277988.235

Kp pp dp n

60

3

Kp 6721324.823 Verificarea prin aceasta metoda nu ia in considerare factorii caracteristici ai regimului hidrodinamic de ungere.

3.7.1 Verificare la oboseala

Calculul arborelui cotit ca o grinda static nedeterminata implica dificultati. De aceea calculul impune adoptarea unor scheme simplificate de incarcare si deformare care considera arborele cotit ca o grinda discontinua alcatuita dintr-un numar de parti egal cu numarul coturilor. Calculul se efectueaza pentru fiecare cot in parte in urmatoarele ipoteze 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 si de torsiune si a fortelor variabile ca semn. e) In reazemul din stanga cotului actioneaza un moment de torsiune egal cu suma momentelor coturilor care preced cotul de calcul

Rmm 11247.44 N

Rpm 4885.44 N

72


3.7.2 Calculul fusului palier la oboseala.

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

Fig. 3.7.2 Schema de calcul la oboseala a fusului palier

Wp 20163.036

pmin 14.996 MPa

Mpmin 302.36 Nm

Mpmax 1107.42 Nm

Wp dp3

32

pminMpmin103

Wp

73


pmax 54.923 MPa

MPa

pmpmax pmin

2

MPa

Coeficientul de siguranta se calculeaza cu relatia:

Cp_1

x

pa r pm

Cp 2.398

.3.7.3 Calculul fusului maneton la oboseala

Fusul maneton este solicitat la incovoiere si torsiune. Calculul se efectueaza pentru un cot ce se sprijina pe doua reazeme si este incarcat cu forte concentrate. Deoarece sectiunea momentelor maxime ale acestor solicitari nu coincide in timp, coeficientul de siguranta se determina separat pentru incovoiere si torsiune si apoi coeficientul global de siguranta

Reactiunile din reazeme se determina din conditia de echilibru a fortelor si momentelor. Este convenabil ca fortele ce actioneaza asupra fusului sa se descompuna in doua directii: una in planul cotului cealalta tangentiala la fusul maneton. Calculul fusului maneton la torsiune se face pe baza urmatoarelor relatii:

pmaxMpmax 103

Wp

_1 180 MPa

papmax pmin

2

1.2=

x 2.5 0 1.8 _1

r2 _1 0

0

74


Fig. 3.7.3 Schema de calcul la oboseala a fusului maneton

Wpm 26045.963 mm3

maxMtmax

Wpm max 19.479

minMtmin

Wpm min 9.958

2 r 0.7 r 0.1 t 1.1 _1 180

amax min

2

mmax min

2

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

C_1

t r

a r m

C 4.65

Mtmax 507350 Nm

Mtmin 259376 Nm

Wpm

16dm3

75


3.7.4 Calculul fusului maneton la incovoiere

Fig. 3.7.4 Schema de calcul la incovoiere a fusului maneton

Mimax 485623 NmMimin 359376 Nm

Wm16

dm3 Wm 26045.963 mm3

maxMimax

Wm max 18.645 MPa

minMimin

Wm min 13.798 MPa

2 r 0.7 r 0.1 0.8 _1 280

amax min

2 m

max min2

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

C_1

r

a r m

C 4.813Coeficienul de siguranta global:

CmC C

C2

C2

Cm 3.344

76


3.7.5 Calculul bratului arorelui cotit.

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

Fig. 3.7.5 Schema de calcul al bratului arborrelui cotit

Bzmax 74433 Bzmin 62324

max Bzmax6 a

b h2

1

b h

max 700.842 MPa

min Bzmin6 a

b h2

1

b h

min 586.826 MPa

mmax min

2 a

max min2

1.1 0.1 x 1.5 _1 280 Coeficientul de siguranta pentru solicitarea de incovoiere este dat de relatia:

C_1

x

a m

C 1.97 Bratul arborelui cotit este supus si la solicitarea de torsiuneK 0.27Tmax 23545Tmin 9854

max0.5 a Tmax

K b h2

max 62.568 MPa

77


min0.5 a Tmin

K b h2

min 26.186 MPa

mmax min

2 a

max min2

x 2 t 0.1 t 1.1 Coeficientul de siguranta pentru solicitarea la torsiune este dat de relatia:

Ct_1

x

t

a t m

Ct 2.182 Coeficientul de siguranta global:

CbrC Ct

C2

Ct2

Cbr 1.462

3.8 CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUTIE

3.8.1 Parametri principali ai distributiei

Fig. 3.8.1 Fazele de distributie

78


Fig. 3.8.1 Schema pentru alegerea dimensiunilor constructive ale supapelor

Se adopta:-diametrul talerului supapei de admisie: da = 26 mm

- diametrul canalului de admisie: dca 0.925 da

dca = 22 mm-diametrul talerului supapei de evacuare: de = 30 mm - diametrul canalului de evacuare dce 0.865 de

dce = 26 mm -diametrul tijei supapei: d = (0.16) dced ; d= 6 mm -lungimea tijei l = (0.25…0.35) dce; l = 89 mm

-raza de racordare rc = (0.16…0.25)dce; rc = 6 mm

3.8.1.2 Viteza de curgere a gazelor prin canal:

WmS 10

3 n30

Wm 17.2m

s

i = 4 -numarul supapelor de admisie si evacuare

WcaD

2

dca2

2 i

Wm

Wca 71.293m

s

WceD

2

dce2

2 i

Wm

Wce 95.561m

sSe recomanda urmatoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime: - admisie 40..80 m/s - evacuare 70..100 m/s

79


3.8.1.3 Aria sectiunii efective de trecere:

Aca4

dca2

2

Aca 668.5 m2

Ace4

dce2

2

Ace 498.729 m2

3.8.1.4 Viteza de curgere a gazelor pentru hmax:

h 8 inaltimea maxima de ridicare a supapelor 45

Asamax h dca cos

180

h sin

180

cos

180

2

Asamax 597.123 mm2

Asemax h dce cos

180

h sin

180

cos

180

2

Asemax 527.646 mm2

Wsa Wm D

24 Asamax i Wsa 79.815

m

s

Wse Wm D

24 Asemax i Wse 90.324

m

s

Se recomanda urmatoarele valori ale vitezelor pentru regimul puterii maxime: - admisie 70..90 m/s - evacuare 80..100 m/s

3.8.1.5 Determinarea profilului camei

80


Se foloseste o cama profilata dupa metoda polinomiala cu soc , care considera pentru fiecare portiune a camei o variatie a acceleratiei de tip polinomial avind termenii polinomului de grade corespunzatoare unei progresii aritmetice. a 8 mm ; p a 2 ; p = 10mm ; q p a ; q = 18mm r q a ; r = 26mm

s r a ; s = 32mm hm 0.004

n30

0 90

180

90

180 89

180 90

180

Cp2 q r s

p 2( ) q p( ) r p( ) s p( )

Cq2 p r s

q 2( ) q p( ) r q( ) s q( )

Cr2 p q s

r 2( ) r p( ) r q( ) s r( )

Cs2 p q r

s 2( ) s p( ) s q( ) s r( )

C2p q r s

p 2( ) q 2( ) r 2( ) s 2( )

hs hm 1 C2

0

2

Cp

0

p

Cq

0

q

Cr

0

r

Cs

0

s

vs hm

0 2 C2

0

p Cp

0

p 1 q Cq

0

q 1 r Cr

0

r 1 s Cs

0

s 1

as 2 C2 p p 1( ) Cp

0

p 2 q q 1( ) Cq

0

q 2 r r 1( ) Cr

0

r 2

s s 1( ) Cs

0

s 2

hm

2

02

81


0

0.002

0.004Ridicarea camei

hs

180

4

2

0

2

4Viteza [m/s]

vs

3.8.1.6 Calculul de rezistenta al pieselor mecanismului

Masele reduse ale mecanismului.

md' 40g

cm2

md md' Aca 102

md 267.4

Calculul arcurilor supapei.

82


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

pr 1.1 105 N/m2

- presiunea in cilindru in timpul evacuarii kr 2- coeficient de rezerva

Fga dca 10

3 24

pr( ) Fga 75.695 N

F0 25 Fmax kr F0 Fmax 50Dimensiunile arculuiDr 0.9 dca Dr 26.64 mm Diametrul sarmei 1.24 500 N/mm2 - rezistenta admisibila pentru otelul de arc

d8 Fmax Dr

d 2.9 mm

Numarul de spire active:

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

ir G d Fmax

Dr ir 5.152 i ir 2 i = 7 - numarul spirelor active

Pasul arcului este:min 0.6 mm- jocul minim intre spirele arcului

t dFmax

ir min t = 3 mm

Calculul tachetului :

Constã în verificarea presiunii specifice pe suprafata lateralã. Acelasi calcul se efectueazã si pentru tachetul mecanismului cu actionare directã (în cap), a camei. Aceastã presiune specificã se calculeazã cu relatia:

= 76 daN/ cm2

Valoarea maximã admisã este <=100daN/cm2.

83


3.8.2 Calculul arborelui de distributie

Fig. 3.8.2.1 Schema de calcul al arborelui de distributie

Fr 15.6 N Fjmax 16.5 Fg 13.2 ls 44 l1 45 lt 108 b 18

Ft Fr Fjmax Fg( )ls

lt

0.418Ft Eb r

28.755 N/mm2

adm=600...1200 N/mm2

Sageata de incovoierel 120 mmd 25 mm

f 6.8Ft l1

2 1 l12

E l d4

f 0.079 mm

Solicitarea de torsiune :Atinge de obicei valoarea maximã la sfârsitul primei perioade de ridicare a supapei, când punctul de tangentã este cel mai îndepãrtat de axa tachetului. Schema de calcul este prezentatã în figura 3.8.2.2. Relatia cu care se poate calcula momentul maxim pentru o camã este:

84


Fig. 3.8.2.2 Schema de calcul pentru solicitarea de torsiune

= 230 MPa

CAP.IV. CALCULUL INSTALATIEI DE UNGERE

4.1 Rolul instalatiei de ungere

-Instalatia de ungere al unui motor m.a.i. are rolul de a: Micsora mbustibil refrecarea, uzurea pieselor aflate în miscare relativa si consumul de cospectiv marirea randamentului mecanic al motorului. Racirea si spalarea de impuritati a pieselor cu care vine in contact uleiul. Protejare împotriva coroziunii a pieselor. Pelicula de ulei dintre segment-piston-cilindru mareste etansarea camerei de ardere de carter.

4.2.1 Calculul fusului maneton pe baza teoriei hidrodinamice a ungerii

- Calculul se face pe fusul maneton pentru ca este mai mult solicitat fata de fusul palier si consta printr-un calcul la încalzire si incarcare.

-Date de intrare

rezultanta medie a fortelor care actioneaza asupra fusului maneton: Rmmed= 11247 N diametrul fusului maneton: dfm= 52 mm lungimea fusului maneton: lfm= 34 mm presiunea medie pe fusuri:

viteza unghiulara a fusului:

85


Alegerea câmpului de tolerante si a ajustajului lagarului.

Calculul jocului relativ si a lungimii relative

Se alege ajustaj H8/f7 având abaterea superioara As= 76 m si as = 0, iar abaterea inferioara ai = 58 m si Ai = 100 m .

Toleranta ajustajului este:T = As ai = 76 (58) =134 m

jocul diametral : = dc df = =134 m

jocul radial : = rc rf = =67 m

jocul relativ din lagar :

- excentricitatea : e = 24 m

- excentricitatea relativa :

- distanta minima dintre cuzinet si fus : hmin = - e = 67 – 24 = 43m

- distanta relativa minima : Hmin = m

- distanta maxima dintre cuzinet si fus : m

lungimea relativa a lagarului:

Adoptarea uleiului si a temperaturilor la iesirea din lagar-Se adopta ulei M20W40 având vâscozitatea cinematica: = 12 oE50

-Se adopta temperatura de intrare a uleiului în lagar: tui = 80 oC-Se adopta temperaturile de iesire a uleiului în lagar:

Fig.4.2. Epura de presiune

4.2.2 Calculul vîscozitatii uleiului la temperaturi adoptate pentru

uleiul care iese din lagar

-Vâscozitatea dinamica:

86


tue temperatura uleiului la iesire u =1 cifra caracteristica a uleiului

-Încarcarea lagarului: pentru fiecare valoare a lui u functie de tue.

unde coeficientul de încarcare al lagarului - jocul relativ

Coeficientului frecarii lichide din lagar.

-Se calculeaza l = ·u(er,) pentru fiecare valoare a lui u(er,) functie de tue.

4.2.3 Determinarea debitului de caldura degajata din lagar în urma frecarii

lichide

-Se calculeaza = 0,523·10-3·pmed·lf·d f 2·nn·l [kJ/s] pentru fiecare

valoare a lui l functie de t unde: lucrul mecanic de frecare din lagar

Bilantul termic al lagarului.

-Pentru determinarea bilantului termic se pleaca de la ipoteza ca o parte din caldura rezultata în urma frecarii din lagar este preluata de ulei, restul disipându-se în lagar.

unde: debitul de caldura preluata de ulei debitul de caldura evacuata în lagar

unde: v(er,) se determina din diagrama 4.7.1-Caldura evacuata prin lagar: = (0,1…0,15)·

-Caldura evacuata prin ulei:

-unde: u - densitate ulei Vul debitul de ulei prin lagar din teoria hidrodinamica a ungerii tue,tui temperatura uleiului la intrarea, respectiv la iesirea din lagar

cu - caldura specifica a uleiului u+cu=1674 – 1883 [kJ] =1700 kJ

-Rezultatele calculate la punctele anterioare se trec în tabelul 4.7.1

87


Tabelul 4.7.1

Se traseaza curbele = f (tue) si = f (tue), determinând punctul de intersectie al celor doua curbe, care reprezinta valoarea reala a temperaturii uleiului la iesirea din lagar si se verifica conditia: tup< 120

oC unde: tup temperatura peliculei de ulei

-Din diagrama rezulta: tup = 110 oC < 120 oC

-Cu aceasta valoare se calculeaza:

coeficientul de încarcare al lagarului:

88


vâscozitatea dinamica:

Din diagrama 7.3, functie de si se determina excentricitatea relativa: er= 0,87Rezulta: excentricitatea fusului fata de cuzinet:

e = = 58,3 m

jocul minim din lagar: hmin = e = 67 58,3 = 8,7 m > 4,5 m

-Se recomanda: hmin hadm unde hmin= (6…9) m si hadm= (4…7) m

Coeficientul de siguranta

-Verificarea fusurilor se face verifcând relatia:

unde coeficientul de siguranta la ungere

4.3 Calculul debitului de ulei al instalatiei.

-Se determina din doua conditii:

a). asigurarea debitului necesar ungerii tuturor lagarelorVu = (2…7)·b· Vul = 3·9·26·26,6805 = 720,3757 [l/h]

unde: b = 9 numarul total de lagare (paliere si manetoane)Vul = 1,047·10-3·nn··df

2·v(lr,) =1,047·10-3·5800·134·(45·10-3)2·4,95·10-6 Vul =7,03·10-6 [m3/s]

Vul = 7,03·10-6·3600·103 = 253,1 [l/h]

b). preluarea cantitatii de caldura care trebuie disipata prin uleiVu = (9…20)·Pe = 13·50 = 650 [l/h]

Se compara cele doua valori si se alege cea mai mare: Vu = max ( Vua , Vub ) = max (253,1; 650) Vu = 650 [l/h]

Capacitatea instalatiei de ulei se determina din ipoteza ca uleiul trebuie sa efectueze un anumit numar de treceri timp de o ora.

Vu = [l]

89


4.4 Calculul pompei de ulei.Se alege solutia cu două roti dintate cilindrice cu angrenare exterioara.

Se recomanda = (1,5…2,5)·Se adopta = 2,3·650 = 1495 [l/h]Determinarea diametrului de divizare a rotilor.

Se calculeaza din conditia ca viteza periferica a rotilor dintate să respecte conditia: wpu<(5…6) m/s.

Diametrului de divizare: Dp= = 26,8 mm

unde np= 3000 rot/min turatia pompei de uleiSe adopta: Dp= 26 mm si numarul de dinti: z =12 dintiCalculul pasului danturii si alegerea modulului.

pasul: p = = 8,37 mm

modulul: m = = 2,66 mm.

Se adopta conform STAS 82261: m = 2,5 mm înaltimea dintelui: h = (2…2,3)·m = 2·2,5 = 5 mmDeterminarea latimii danturii.

= p·Dp·np·h·l

rezulta mm

unde p = (0,75…0,85) randamentul volumetric al pompei.

Determinarea puterii de antrenare a pompei de ulei.

Ppu = = 236 W

rezulta Ppu = 0,236 kWunde pu = (3…8) [daN/cm2] = (3…8)·105 [N/m2]

m = (0,85…0,95) randamentul mecanic Rotile pompei au un joc axial de: a = (0,05…0,15) mm

joc radial de: r = (0,05…0,18) mm.

90


Cap.5. PROCESUL TEHNNOLOGIC DE PRELUCRARE Al SUPAPEI

5.1. Conditii tehnice, materiale, semifabricate

Conditii tehnice. La executia supapelor se impun conditii riguroase privind pozitia relativa a suprafetelor talerului si a cozii supapei in raport cu tija precum si asupra rectilinitatii tijei.Duritatea 262...302 HBTrecerea de la tija la taler trebuie sa fie continuaPe portiunea tijei supapei de la conul 1: 5 pana la extremitate se admite subtierea ei cu 0,05 mm sub cota de pe desen

Materiale: Datorita conditiilor de lucru pentru supape se utilizeaza oteluri speciale termorezistente si anticorozive la care cromul este elementul principal de aliere pentru rezistenta sa ridicata la oxidare si coroziune.

In cazul supapelor de admisie unde conditiile de lucru sunt mai putin severe se utilizeaza oteluri martensitice Cr sau Cr-Ni obisnuite (de exemplu 40C10X, 41CN12X, STAS 791-79). O buna utilizare o au otelurile Cr-Si, denumite silicrom (3,75% Si, 9% Cr).

Pentru supapele de evacuare se folosesc oteluri Cr-Ni austenitice (12...15% Cr, 12...15% Ni, 2...3,5% W) care au bune proprietati anticorosive si de rezistenta macanica la temperaturi ridicate.

Pentru a mari rezistenta la uzura a fatetei cat si a capatului tijei supapei, in unele cazuri, acestea se acopera cu un strat de material dur din categoria stelit, eatonit, nicrom cu continut ridicat de Cr, Ni, Co, W, pe grosimea de 1,5 ... 2,5 mm.

In vederea imbunatatirii calitatilor de alunecare ale supapelor din oteluri austenitice cat si pentru evitarea tendintei apre gripare tija supapei se cromeaza cu un strat in grosime de 10 ... 20 m.

Pentru ridicarea rezistentei la coroziune, rezultate satisfacatoare se obtin prin aluminizarea suprafetelor expuse.

Semifabricate. La executia supapelor, semifabricatele se obtin prin deformare plastica, electrorefulare, urmata de matritarea de precizie si extrudare, asigurandu-se fibrajul necesar pentru obtinerea unei inalte stabilitati dimensionale.

5.2. Succesiunea operatiilor

91


1. Rectificarea de degrosare Masina unealta: Masina de rectificat

Control automat2. Rectificarea de degrosare a capetelor Masina unealta: Masina bilaterala de rectificat

3. Rectificarea de semifinisare a tijei Masina unealta: Masina de rectificat fara centre

92


4. Strunjirea fatetei Masina unealta: Strung automat

5. Stunjirea zonei de racordare Masina unealta: Strung automat

6. Profilarea capatului tijei

93


Masina unealta: Strung automat

7. Roluirea tijeiMasina unealta: Masina de roluit

8.Rectificarea tijei

94


Masina unealta: Masina de rectificat fara centre

8. Rectificarea de degrosare a fateteiMasina unealta: Masina de rectificat

9. Recificare de finisare a capetelor supapeiMasina unealta: Masina bilaterala automata de rectificat

10. Strunjirea de finisare a capului

95


Masina unealta: Strung automat

11. Roluirea tijeiMasina unealta: Masina de roluit

96


12. Rectificarea fateteiMasina unealta: Masina automata de rectificat

13. Control automat al principalelor suprafete

5.3 Reconditionare supapelor

1. Uzura tijei - a) rectif. la o cotă de repararaţie; b) cromare dură şi rectificare la cota nominală.

2. Uzura suprafeţei conice de etanşare - Rectificare la curat şi rodare.

3. Uzura capului tijei - Rectificare la curat sau încărcare cusudură şi rectificare la cota nominală.

97


Cap.6. Studiul instaltiilor de ungere

Motorul cu ardere internă cu prinde în ansamblul său o instalaţie de ungere, care asigură ungerea suprafeţeleor pieselor aflate in mişcare relativă, pentru a diminua frecarea respectiv uzura, racirea pieselor solicite termic, protecţia împotriva coroziunii.

Uleiul împreunaă cu ansamblul piston-segment-cilindru contribuie la etanşarea cameri de ardere.

La funcţionarea motorului, uleiul din instalaţia de ungere este supus solicitarilor termice (T=100....300°C) şi mecanice (p=50...200 MPa), contaminat permanent cu gaze şi combustibil, oxidat intensiv de concentraţia mare de oxigen, suferă o pierdere partială din aditivi.

Astfel de condiţii nefavorabile de lucru ale motorului impun uleiului din instalaţia de ungere anumite cerinţe:

vâscozitate ridicată şi o variaţie mică a ei în funcţie de temperatură; stabilitate chimică; detergenţă ; temperatură de congelare cât mai redusă.

6.1. Construcţia instalaţiei de ungere

Ungerea se poate realiza cu ulei sub presiune, prin stropire cu jet de ulei, prin ceaţă de ulei sau mixt. Motoarele pentru autovehicule utilizează ungerea mixtă, unde anumite componente (lagărele, bolţul, tacheţii hidraulici, întinzătorul de lanţ) se ung cu ceaţă de ulei sau prin stropire cu jet.

Instalaţiile de ungere pot fi cu carter umed, în acest caz uleiul se afla în baia plasată în partea inferioară a motorului. La autovehicule se utilzează sistemul de ungere cu carter umed, iar în cazuri speciale se utilizează carter uscat.

Instalaţia de ungere constă din: rezervor de ulei; pompă de ulei; conducte interne şi externe; radiatorul de ulei; elemente de siguranţă şi control.

98


Fig 6.1. Instalaţia mixtă de ungere a motorului de tractor A-01M

Pompa de ulei cu roţi dinţate cu angrenare exterioară

Fig 6.1.2. Pompă de ulei cu roţi dinţate

Această pompă este alcatuită dintr-o carcasă prevazută cu orificii de intrare şi ieşire în care se montează două roţi dinţate cu dantură dreaptă sau elicoidală. Una din roţi este antrenată de arborele cu came sau de la arborele cotit, cealaltă fiind antrenată de la prima roată în sens invers. Camerele A şi R reprezintă camera de aspireţie respectiv refulare. Uleiul pătrunde in camera de aspiraţie A, umple spaţiul dintre dantură şi carcasă, este antrenat de dantura roţii şi apoi este refulat în camera de refulare R.

Această pompă, datorită faptului că este simplă, are gabarit si masă redusă, este sigură în funcţionare, creează presiuni ridicate la turaţii scazute şi gaseşte o larga aplicabilitate în construcţia motoarelor pentru autovehicule.

99


Pompa cu rotor cu lobi

Fig 6.1.3. Pompă de ulei cu rotor cu lobi

Se compune din două rotoare (2) şi (3) montate intr-o carcasă (1). Rotorul (2) prevăzut cu 4 lobi este antrenat prin intermediul arborelui de comandă de la arborele cu came sau arborele cotit. Rotorul (3) exterior este prevăzut cu 5 lobi si este dezaxat faţă de rotorul (2) şi arborele de comandă. La rotirea rotorului interior este antrenat in mişcarea de rotaţie în acelaşi sens şi rotorul exterior. Uleiul aspirat in spaţiul dintre rotoare este transportat de catre lobii rotorului interior şi exterior în sapţiul care se micşorează datorită excentricitaţii. Fiind comprimat, uleiul este rfulat sub presiune în instalaţia de ungere.

Această pompă are gabaritul si masa reduse, prezintă siguranţă in funcţionare, asigură presiuni ridicate la turaţii reduse.

Dezavantajul acestei pompe este că are o execuţie complicată.

Pompa de ulei cu palete

Fig 6.1.3. Pompă de ulei cu palete

Această pompă se compune din cascasă (1) prevăzută cu orificii de aspiraţie A şi refulare R şi rotorul cilindric (3) montat excentric faţă de corp. În rotor sunt practicate canale diametral opuse în care culisează două sau patru palete, presate pe carcasă datorită forţei centrifuge în timpul funcţionării si de arcuri în repaus.

100


Datorită excentricităţii rotorului, la rotirea acestua spaţiul I creşte progresiv, creând o depresiune, aspirând astfel uleiul prin orificiul A, iar spaţiul II se micşorează; uleiul fiind comprimat, este refulat apoi sub presiune prin orificiul R. Amplasarea pompei de ulei pe motor se face fie îm exteriorul motorului, fie în carter.

Acţionarea pompei de ulei se realizează de la arborele de distribuţie sau de la arborele cotit

6.2 Filtrele de ulei

În timpul funcţionării maotorului cu ardere internă, uleiul pierde din calităţiile iniţiale datorită pătrunderii unor impurităţi:

particule metalice apărute în urma fenomenului de uzură; particule de praf aspirate în motor odată cu aerul nefiltrat la admisie; impurităţi rezultate dintr-un montaj şi o întreţinere necorespunzătoare; impurităţi ce se formează în carter: gaze de ardere, care pătrund în carter,

datorită imperfecţiunii ansamblului piston-segmenţi-cilindri, care, intrând în reacţie cu uleiul formează o serie de produşi chimici cu efecte negative asupra durabilitaţii si siguranţei.

După fineţea filtrării filtrele de ulei se împart în două grupe: filtre de curăţare brută si filtre de curăţare fină.

Filtrul de curăţare brută se montează în serie în circuitul de refulare al pompei. Prin el trece întreaga cantitate de ulei, fără a opune o rezistenţă prea mare la trecerea uleiului. Filtrul brut reţine impurităţi de dimensiuni cuprinse între 20...100 µm.

Filtrul de curăţare fină se montează în paralel cu circuitul sistemului de ungere pentru a evita pierderile, cantitatea de ulei care-l străbate fiind de 10...15 % din acntitea de ulei aflată în instalaţia de ungere. După filtrare uleiul este readus în carter, contribuind astfel la regenerarea uleiului aflat in carter.

Filtrul fin reţine impurităţi de pana la 5 µm.După procedeul de filtrare, filtrele se împart în: filtre statice şi filtre dinamice .

Filtrele staice. În acest caz reţinerea impurităţilor se face cu ajutorul unui element filtrant care poate fi confecţionat din sită metalică, discuri, făină de lemn, hârtie cu acţiune magnetică sau activă.

Filtrele cu sită metalică sunt utilizate, în general, pentru filtrarea prealabilă, până la intrarea uleiului în pompa de ulei. Aceste filtre pot reţine impurităţi până la dimensiuni de 5 µm.

101


Fig 6.2.1 Filtru pentru curaţarea uleiului la motorul KamAZ:1 – carcasa; 2 – element filtrant; 3 – bilă; 4 – conductă intrare;

5 – corpul litrului; 6 – dop; 7 – conductă ieşire; 8 – inel de etanşare;9 – locaşul superior; 10 – tija filtrului; 11 – element de etanşare;

12 – bucşă; 13 – arc.

Filtre cu discuri. Elementul filtrant este format dintr-un număr mare de discuri din metel sau carton de forme speciale, aşezate unele peste altele, formând astfel interstiţii de trecere a uleiului.

Impurităţile de dimensiuni mai mari sunt reţinute în interiorul elementultui elementului filtrant.

102


Fig. 6.2.2. Filtre cu discuri: 1 – element filtrant; 2-disc din carton; 3-distanţiere; 4-crestături.

Filtre magnetice. Aceste filtre se utilizează ca filtre suplimentare pe lângă filtrele cu sită, filtrele cu discuri sau la dopurile de golire.

Aceste filtre reţin particulele fieroase şi, prin coziune, particulele de bronz sau alte particule metalice nemagnetice apărute în urma fenomenului de uzură.

Filtrele active reţin unii produşi organici dizolvaţi în ulei, precum şi apă. Separarea lor se face prin absorbţie, hidratare sau reacţii chimice. Ca elemente de filtrare se folosesc: pâsla, hârtia de filtru, amestecuri de oxid de aluminiu, bauxită, mangan, sulf, vată de zgură.

Filtrele dinamice realizează separarea impurităţiilor prin centrifugare. Filtrele dinamice se construiesc in două variante:

cu antrenare mecanică, funcţionând la turaţia arborelui cotit; cu jet liber.

Filtrele antrenate mecanic sunt complicate şi necesită o întreţinere dificilă.Filtrele cu jet liber nu impun probleme constructive la amplasarea pe motor. În cazul

acestor filtre principiul de funcţionare este următorul: uleiul sub presiune intră în cavitatea rotorului şi iese prin două orifici calibrate diametral opuse. Sub efectul forţei dezvoltate de

103


cele două jeturi de ulei rotorul se învârteşte cu turaţii foarte mari 5000 – 10000 rot/min. Sub acţiunea forţei centrifuge impurităţile sunt proiectate pe carcasa filtrului, iar uleiul curat este dirijat spre carter.

6.3 Radiatorul de ulei

În timpul funcţionarii motorului cu ardere internă uleiul din instalaţia de ungere se încalzeşte. Pentru a păstra o temperatură o temperatură constantă optima a acestuia, în circuitul de ulei se introduce radiatorul de ulei. Acest radiator este destinat să transmită o anumită cantitate de caldură de la uleiul încălzit spremediul înconjurător.

Pot fi radiatoare răcite cu lichid sau cu aer. Radiatoare răcite cu lichid. Prezintă ca dezavantaj dimensiuni mai mari de gabarit.

Dar asigră o încalzire rapidă a uleiului după pornire şi o temperatură mai stabilă indiferent de condiţiile de exploatare.

Fig. 6.2.3. filtru dinamic cu antrenare mecanică:

1-partea anterioară a arborelui; 2-pană; 3-fulia ventilatorului; 4-fixator; 5-

deflector; 6-fusul palier; 7-presetupă;8-capacul fusului.

Fig. 6.2.4. Filtru dinamic cu jet liber.

104


Radiatoarele răcite cu aer au dimensiuni de gabarit mai reduse, sunt mai uşor realizabile din punct de vedere constructiv. Aceste radiatoare nu pot asigura o temperatură stabilă a uleiului şi nici încălzirea acestia după pornire ca în cazul precedent.

Pentru a preveni unele avarii ale radiatorului la funcţionarea motorului insuficient încălzit sau la o temperatură scăzută a mediului ambiant, radiatorul este prevăzut cu o supapă de siguranţă. Arcul supapei este tratat astfel ca supapa să se deschidă la o diferenţă de presiune de 0,15....0,2 MPa, permiţând uleiului să treacă în baia de ulei fără să mai traverseze radiatorul

Fig. 3. Filtru de ulei răcit cu apă

Fig. 3.1. Radiatoare de ulei răcite cu aer

105


6.4 Aparate de siguranţă si control

Pentru verificarea presiunii precise a uleiului, instalaţia de ungere este prevăzută cu un manometru, iar pentru controlul termic al uleiului se utilizează un termometru. Nivelul uleiului în carter se controlează cu un indicator sub formă de tijă pe care sunt prevăzute două repere (MIN şi MAX). Depăşirea reperelor de pe tijă are urmări negative pentru funcţionarea motorului.

Depăşirea reperului superior (MAX) are ca efect formarea unui nor excesiv de ulei în carter, întrucât bielele ating suprafaţa uleiului, provocând balbotarea lui. Pe oglinda cilindrului va apare o cantitate prea mare de ulei ce intensifică procesul de formare a calaminei. Scăderea uleiului sub nivelul reperului inferior este periculoasă, deoarece se poate întrerupe absorbţia uleiului şi debitarea uleiului de către pompa de ulei către punctele de ungere.

6.5 Amplasarea fitrelor în circuitul de ungere

Amplasarea filtrului în circuitul princpal a instalaţiei de ungere.

Prin filtru trece întreaga cantitate de ulei debitată spre punctele de ungere. Uleiul se întoarce în baie numai după ce a parcurs întreg circuitul de ungere. Filtrarea este de o fineţe medie din cauza cantităţii mari de ulei si a dimensiunilor reduse ale filtrelor. Filtrul este prevăzut cu o supapă de scurtcircuitare care în cazul îmbâxirii filtrului va permite trecerea uleiului spre locurile de ungere fară a mai trece prin filtru, sau cu un indicator de avarie care va opri motorul la înbâxirea filtrului.

Fig.6. 5.1 Schema de amplasare a filtrelor de ulei

106


Amplasarea filtrului în circuitul secundar al instalaţiei de ungere. Cantitatea de ulei care stăbate circuitul secundar este de 10...15% din cantitatea de ulei aflată în circuitul de ungere.

Există sisteme de ungere, la care filtrul din circuitul principal paote să lipsescă, doar o fracţiune din uleiul din instalaţia de ungere să treacă prin filtrul din circuitul secundar. Această schemă este mai puţin avantajoasă.

Amplasraea filtrelor în paralel. În acest caz filtrele pot avea forma unui cartuş. Caracteristic acestui sistem este faptul că uleuil după ce a trecut prin filtrul din circuitul secundar, se reîntoarce în circuitul principal, ajungând apoi la locurile de ungere.

Fig.6.5.2. Schema circulaţiei aerului pentru ventilaţie

107


Ungerea motoareleor în doi timpi cubaleaj prin carter

În cazul acestor motoare ungerea suprafeţelor aflate în mişcare relativă prezintă o serie dedificultăţi, deoarece în carter nu se poate introduce ulei, datorită suprapresiunii pentru baleaj şi comunicaţiei directe dintre carter şi interiorul cilindrului. Ungerea se va realiza prin intermediul combustibilului după două procedee:

Amestecarea uleiului cu combustibil; Injectarea uleiului în curentul de amestec aer-benzină în carburator.

În primul caz uleiul se amestecă cu combustbilul în anumite proporţii (4-5%), procedeul este simplu şi ieftin.

În al doilea caz procedeul implică prezenţa unei pompe de joasă presiune, care să injecteze ulei în carburator. Sitemul este mai complicat însă cu ajutorul lui se obţine o reducere considerabilă de ulei.

Suprafeţele aflate în mişcare relativă, indiferent de procedeul utilizat, se ung astfel: amestecul de aer, picături fine de ulei şi benzină, vapori de benzină, ajung în carter, unde datorită contactului cu piesele calde, o parte din benzină se vaporizează, iar picaturile de ulei din amestec se depun pe fusurile şi braţele arborelui cotit, care le proiectează pe oglinda cilindrului.

Datorită cantităţii insuficiente de ulei fusurile arborelui cotit sunt prevăzute cu lagăre de rostogolire.

Fig. 6.6.1. Schema ventilaţiei aerului: 1 - element filtrant; 2 -

racord; 3,5 – conducte; 4 – sertar; 6 – canal de aer; 7 – stingător de

flacără

108


6.6 Consumul de ulei

În timpul funcţionării motorului cu aredere internă, uleiul din instalaţia de ungere se consumă. Consumul de ulei constituie un criteriu pentru aprecierea perfecţiunii construcţiei motorului şi a calităţii uleiului.

Uleiul din sitemul de ungere se consumă prin: ardere în camera de ardere; vaporizare în carter; scurgere prin neetanşităţi.

Arderea uleiului în camera de ardere, pe lângă faptul că antrenează completarea cantităţii de ulei, este şi sursa principală de formare a calaminei.

Asupra consumului de ulei influenţează mai mulţi factori, şi anume: calitatea uleiului, regimul de funcţionare al motorului, starea tehnică a motorului.

Consumul de ulei depinde foarte mult de starea tehnică a motorului. La creşterea jocurilor dintrepiston si segmenţi, se amplifică fenomenul de pompaj ceea ce permite unei cantităţi de ulei să ajungă in camra de ardere. Arderea unei cantităşi de ulei se poate constata după fumul albastru din gazele de evacuare.

Turaţia motorului exercită de asemenea o influenţă importantă asupra consumului de ulei. Aceasta se explică prin proiectarea unei cantităţi sporite de ulei pe oglinda cilindrului, prin jocurile dintre fusul maneton şi cuzinet sub efectul unei forţe centrifuge mai mari, având ca urmare mărirea cantitaţii de ulei introduse în camera de ardere.

Fig. 6.6.2 Ungerea motorului în doi timpi cu baleaj prin carter

109


CAP. 7. CALCULUL ECONOMIC

Alături de cresterea performanţelor şi scăderea emisiilor poluante, creşterea economicităţii este un alt obiectiv important al proiectanţilor de motoare. Acest lucru este influenţat de faptul că rezervele energetice ale planetei sunt în scădere, iar parcul auto în continuă creştere.

Pe lângă metodele deja clasice în care se realizează acest obiectiv, fiecare producător încearcă soluţii tehnice proprii. Dacă acum 30 de ani un consum urban de 15% era considerat normal, în zilele noastre un motor optimizat are această valoare de aproximativ 6-7%.

Deşi există incercări reuşite ale marilor producători de a realiza motoare cu un consum de 2-3%, scăderea cu orice preţ a consumului nu este totuşi soluţia problemei, deoarece acest lucru atrag după sine şi scăderea performanţelor.

Termenul de economicitate are în industria autovehiculelor şi alte semnificaţii: Reducerea preţului de cost al motorului; Reducerea duratei de proiectare; Scăderea greutăţii pieselor şi subansamblelor în concordanţă cu creşterea rezistenţei

acestora folosind secţiuni profilate; Mărirea durabilităţii şi a mentenabilităţii; Creşterea preciziei de prelucrare în scopul micşorării uzurilor; Creşterea siguranţei în exploatare; Mărirea fiabilităţii componentelor motorului; Scăderea costurilor de cercetare şi proiectare prin creşterea numărului de

componente comune; Folosirea simulării în procesul de proiectare;

Modalităti de creştere a economicităţii motoarelor: Sărăcirea amestecului permite scăderea concentraţiei de hidrocarburi asiguând în

acelaşi timp micşorarea consumului de combustibil; Turbionarea amestecului în camera de ardere; Preîncălzirea amestecului bogat prin folosirea temperaturii gazelor de evacuare; Utilizarea supraalimentării; Optimizarea procesului de ardere (folosirea a două bujii într-o cameră de ardere); Modificarea optimă a fazelor distribuţiei; Mărirea randamentului indicat; Creşterea presiunilor de injecţie şi folosirea unor geometrii corespunzătoare

orificiilor de pulverizare pentru mărirea fineţii acesteia întrucăt favorizează o omogenizare mai bună şi mai rapidă a amestecului carburant;

Utilizarea materialelor ceramice pentru izolarea termică a fluidului de lucru, rezistenţa componentei ceramice fiind asiguratâ în general de metalul care este izolat faţă de gazele de ardere de către ceramică;

Creşterea puterii raportate la unitatea de volum a cilindrului prin mărirea coeficienţilor de exces de aer şi creşterea turaţiei;

Scăderea masei şi a dimensiunilor de gabarit raportate la puterea dezvoltată; Simplitatea şi tehnologicitatea construcţiei; Optimizarea procesului de ardere folosind controlul acesteia asistat de către

computerul de bord.

110


BIBLIOGRAFIE

1. Gh. Bobescu, Gh.- Al. Radu, A. Chiru, C. Cofaru, V.Ene, V. Amariei, I. Guber – MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE SI TRACTOARE, vol. I, II şi III Chisinau, Ed. Tehnica 1998.

2. Radu Gh.Al, Ispas N. – CALCULUL ŞI CONSTRUCŢIA INSTALAŢIILOR AUXILIARE PENTRU AUTOVEHICULE , Reprografia Universităţii Transilvania Braşov, 1972

3. C.Cofaru, N. Ispas, M. Nastasoiu, H. Abaitancei, H.R. Anca, M. Dogariu, A. Chiru, V. Eni—PROIECTAREA MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE, Brasov, Reprografia Universitatii Transilvania 1997

4. D. Abaitancei, Gh. Bobescu – MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE, Bucuresti, E.D.P 1975

5. D. Abaitancei, C. Hasegan, I. Stoica, D. Claponi, L. Cihodaru – MOTOARE PENTRU AUTOMOBILE SI TRACTOARE, Bucuresti,Ed. Tehnica, 1978

6. CONAT ‘ 99 “AUTOMOTIVE FOR THE NEXT CENTURY”7. T. Nagy, M. Alex. Stanescu, N. Turea, D. Dima—FIABILITATEA SI TEROTEHNICA

AUTOVEHICULELOR vol I Brasov, Reprografia Universitatii Transilvania 1997.8. D. Marincaş, D. Abăităncei – FABRICAREA ŞI REPARAREA

AUTOVEHICULELOR RUTIERE Bucureşti, E.D.P. 19829. D. Marincaş – COMBUSTIBILI, LUBRIFIANŢI ŞI MATERIALE SPECIALE

PENTRU AUTOMOBILE. Bucureşti Ed. Tehnică 1983. 10. Colecţia revistelor AUTOMOTIVE ENGINEERING - editată de Society of Automotive

Engineers11. DIVERSE SITE-URI ALE FIRMELOR CONSTRUCTOARE DE MASINI SI

SUBANSAMBLE PENTRU INDUSTRIA AUTO.

111


DESENE ANEXE

112

proiectarea unui motor cu aprindere prin scanteie

Documents