UNIVERSITATEA DIN ORADEA

FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALA SI TEHNOLOGICA

PROIECT

CALCULUL SI CONSTRUCTIA M.A.I.

Tema de proiect:

Sa se proiecteze un motor cu piston in patru timpi cu aprindere prin comprimare care are urmatoarele caracteristici:

• puterea maxima efectiva: P_e=156 kW
• turatia corespunzatoare puterii maxime: n_p=1900 rot/min
• numarul de cilindri: i=6

Fortele si momentele din mecanismul motor. Ordinea de aprindere

Cinematica mecanismului biela-manivela. (fig.1.1)

Figura Mecanismul biela-manivela

s - deplasarea pistonului

unde:  r - raza manivelei [m]

S=0,134 [m] - cursa pistonului

α - unghiul de rotatie al arborelui cotit

β - unghiul dintre biela si axa cilindrului

b - lungimea bielei

Pentru motorul din tema de proiect, care este destinat autoutilitarelor si totodata tinand cont ca este de tip MAC intervalul de variatie a lui Λ este (1/3,8 . 1/4,5).

Alegem Λ=1/4.

w_p - viteza pistonului

ω - viteza unghiulara [s^-1]

n_p=1900 [rot/min] - turatia de putere

j_p - acceleratia pistonului

Forta de presiune a gazelor.

F_p - forta de presiune a gazelor

D=0,100[m] - diametrul alezajului

p - presiunea din cilindru

p_cart - presiunea din carter

p_cart=p_o=1 - presiunea atmosferica

Presiunea din carter variaza in functie de pozitia pistonului. Pentru a obtine valorile presiunii din carter folosim diagrama indicata p-V .

Folosind relatiile de mai sus se obtin urmatoarele valori:

Fortele de inertie.

a). Fortele de inertie ale maselor care au o miscare de translatie:

F_A - forta de inertie a maselor care au o miscare de translatie

m_gp - masa grupului piston [g]

m_Bp - fractiunea din masa bielei care executa o miscare de translatie

unde m_B reprezinta masa bielei

b). Fortele de inertie ale maselor aflate in miscare de rotatie:

F_R - forta de inertie a maselor aflate in miscare de rotatie

m_cot - masa neechilibrata aflata in miscare de rotatie a cotului

Fortele din mecanismul motor: (fig.1.2)

Figura 1. Fortele mecanismului biela-manivela

F - forta rezultata aplicata de piston in articulatie

F=F_p+F_A [N] (1.7)

Forta F se descompune in doua componente:

B componenta dupa axa bielei

N componenta normala pe axa cilindrului

unde:

Fortele care actioneaza asupra fusului maneton si fusului palier se determina deplasand forta B in butonul de manivela (punctul M) si descompunand-o dupa doua directii:

una tangentiala la maneton - forta T

una normala la maneton - forta Z_B

Folosind relatiile de mai sus se obtin urmatoarele valori:

Momentul motor:

M - momentul motor instantaneu

Steaua manivelei si ordinea de aprindere:

Figura Arborele cotit pentru motorul cu 6 cilindri in linie

Figura Ordinea de aprindere la motorul cu 6 cilindri

Varianta optima: 1 - 5 - 3 - 6 - 2 - 4 - 1

Figura Schema de lucru a unui motor cu 6 cilindri in linie.

Folosind relatia (1.13) se poate calcula momentul motor pentru fiecare cilindru in parte. Tinand cont ca cilindrii sunt identici, inseamna ca momentul motor total produs de motor va fi suma momentelor celor 6 cilindri decalati intre ei.

• Cil1 se gaseste la 0^○
• Cil 2: se gaseste in pozitia de 240^○ corespunzatoare cilindrului1.
• Cil 3: se gaseste in pozitia de 480^○ corespunzatoare cilindrului1.
• Cil 4: se gaseste in pozitia de 120^○ corespunzatoare cilindrului1.
• Cil 5: se gaseste in pozitia de 600^○ corespunzatoare cilindrului1.
• Cil 6: se gaseste in pozitia de 360^○ corespunzatoare cilindrului1.

Folosind analogia de mai sus si relatia (1.13) se calculeaza valorile momentelor pentru fiecare cilindru in parte si momentul total al motorului. Valorile calculate sunt date in tabelul de mai jos:

Uniformizarea miscarii arborelui cotit.

J_t=J_o+J_v (1.14)

J_t - momentul de inertie mecanic total

J_o - momentul de inertie mecanic al mecanismului motor

J_v - momentul de inertie mecanic al volantului

Se construieste diagrama momentului total al motorului

- gradul de neuniformitate al miscarii arborelui cotit

Figura Volantul

- diametrul mediu al volantului (fig.1.23)

unde: ρ=7900 [kg/m³] densitatea materialului volantului

b - latimea coroanei volantului

h=20.30mm - grosimea radiala a coroanei volantului

b/h=2,2

Se adopta h=30 mm si rezulta b=66mm

D₂ - diametrul exterior al coroanei volantului

D₁ - diametrul interior al coroanei volantului

Se verifica ca viteza periferica sa nu depaseasca valorile admise:

Stim ca viteza admisibila este v_a=100 m/s pentru otel.

Conditia de verificare este:

Intrucat conditia se respecta se poate calcula cu aproximatie masa volantului:

m_v - masa volantului

Segmentii.

Principala functie a segmentilor este de a etansa cilindrul. Segmentii care impiedica scaparea gazelor din cilindru spre carter se numesc segmenti de compresie. Segmentii care impiedica trecerea uleiului din carter spre camera de ardere se numesc segmenti de ungere.

Segmentul este de forma unui inel taiat (fig.1.7). Distanta dintre capete se numeste rost. Dimensionarea caracteristica a sectiunii dupa directia radiala se numeste grosime radiala (a) iar cea dupa directia axiala se numeste inaltime (h). In stare montata diametrul exterior al segmentului este egal cu alezajul D.

Figura Forma si dimensiunile caracteristice ale segmentului.

La MAC solutia generala este echiparea pistonului cu 2 segmenti de compresie si 1 segmenti de ungere deoarece jocul dintre piston si cilindru este mai mare.

Primul segment are nivelul termic cel mai ridicat si se mai numeste si segment de foc.

Materialul cel mai utilizat pentru fabricarea segmentilor este fonta cenusie perlitica cu grafit lamelar. La MAC supraalimentat primul segment suporta sarcini termice mari si se rupe frecvent cand este confectionat din fonta. In asemenea cazuri se inlocuieste cu unul din otel grafitat. Se pot fabrica si segmenti din pulberi sinterizate, prin presare in matrite.

Calculul segmentului are urmatoarele obiective:

sa stabileasca forma segmentului in stare libera si marimea rostului astfel incat, prin strangerea pe cilindru, segmentul sa dezvolte o repartitie de presiune determinata.

sa verifice ca eforturile unitare care apar in segmenti la deschiderea lor pentru montaj sa nu depaseasca limita admisibila.

sa verifice rostul la cald pentru a preveni impactul dintre capete in timpul functionarii.

Distributia presiunii radiale pe periferia segmentului, denumita pe scurt curba presiunii se precizeaza comod intr-un sistem de coordonate polare.

Expresia generala a curbei de presiune este:

De exemplu pentru distributia de presiune expresia curbei de presiune va fi:

Cea mai utilizata curba de presiune pentru care distributia de presiune prezinta o variatie lina are urmatoarea expresie generala:

Marimile caracteristice pentru calculul de proiectare al segmentului sunt prezentate in fig. 1.9.

Raportul D/a se alege din figura 1.9.b. functie de presiune si alezaj, iar h se alege din fig. 1.9.c.

Figura Marimi caracteristice pentru calculul de proiectare al segmentului.

Se defineste parametrul constructiv al segmentului:

Schema pentru calculul momentului incovoietor si al formei libere segmentului:

Expresia momentului incovoietor in fibra medie a segmentului este:

Forma libera a segmentului se stabileste pe baza observatiei ca punctul N din fibra medie in stare montata, de coordonate R_m si Ψ se deplaseaza in pozitia N₀ de coordonate R_m0 si Ψ₀.

- deplasarea radiala in sectiunea psi este:

- deplasarea unghiulara in acelasi sectiune este:

- rostul in stare libera :

verificarea segmentului la dilatare:

Rostul la cald S_c se limiteaza deoarece la valori mari etansarea este nesatisfacatoare iar la valori mici apare pericolul de impact. Ca urmare se determina valoarea rostului la montaj S_m, care asigura rostul la cald propus:

Boltul

Boltul (axul pistonului) este organul care stabileste legatura dintre piston si biela si transmite forta de presiune de la piston la biela. Boltul este de forma unui cilindru care se monteaza cu joc fie in piston fie in biela sau simultan in ambele organe, adica:

a). - bolt fix in piciorul bielei si liber in piston

b). - bolt fix in piston si liber in piciorul bielei

c). - bolt flotant

Solutia b). nu se utilizeaza la motoarele de autovehicule deoarece produce o concentrare mare de tensiuni si mareste masa imbinarii

Solutia a). este larg raspandita la motoarele de autovehicule

La solutia c). pentru a se evita iesirea boltului se prevad doua inele de siguranta in locasurile din piston.

Materialele cele mai utilizate sunt otelurile carbon de calitate si otelurile aliate. Pentru bolturi mediu solicitate se utilizeaza: OLC15, OLC20, OLC45, OLC60 care se cementeaza.

Boltul se dimensioneaza pe baza datelor constructive din Tabelul 2.3 si fig.2.7 :

Varianta aleasa este bolt flotant

Tabel : Date constructive pentru dimensionarea boltului

Figura Dimensiunile caracteristice ale boltului si schemele de incarcare.

presiunea in locasurile din piston - p_p

F_pmax=57347 [N] - forta maxima de presiune

F_Apmax=7935 [N]- forta maxima de inertie a maselor aflate in miscare de translatie

l=0,086 [m - lungimea boltului ]

l_b - lungimea de reazem a boltului in piciorul bielei

l_b=0,038 [m]

j - jocul intre biela si umerii locasului

d_eb=0,034 [m] - diametrul exterior al boltului

presiunea din piciorul bielei - p_b

diametrul exterior a boltului - d_eb

efortul unitar maxim de incovoiere - σ_i

unde:

d_ib=0,02 [m] - diametrul interior al boltului

coeficientul de siguranta la oboseala pentru boltul fix in biela - c

coeficientul de siguranta la oboseala pentru bolt

tensiunea maxima la forfecare - τ

Calculul la ovalizare pentru boltul cu pereti subtiri se dezvolta in ipoteza ca boltul este o grinda curba in sectiunea transversala, incarcata cu o sarcina distribuita sinusoidal (fig.2.8). Solicitarea de ovalizare apare in sectiunea longitudinala. Repartitia sinusoidala nu este riguros exacta. Rezultatele se corecteaza, majorand forta cu coeficientul K, determinat experimental, care este intotdeauna supraunitar.

Eforturile unitare de incovoiere intr-o sectiune oarecare φ iau valori diferite in fibra interioara si cea exterioara.

- Eforturile unitare de ovalizare , intr-o sectiune oarecare, in fibra exterioara si in fibra interioara se determina cu relatiile:

Se observa (fig.2.8), ca eforturile unitare iau valori extreme in sectiunile longitudinale, paralela cu planul cilindrilor, respectiv, normala pe planul cilindrilor. In sectiunea φ=0, in fibra exterioara apar eforturi unitare de intindere pozitive, iar in fibra interioara apar eforturi unitare de compresiune. In sectiunea φ=90 eforturile unitare in cele doua fibre schimba de semn. Eforturile unitare extreme se determina cu relatiile 12 si 13 cu conditiile φ=0 si φ=90 si se exprima in forma convenabila.

Figura Legea de distributie a fortei (a), punctele de extrema solicitare (b) si variatia eforturilor unitare (c) in planul transversal al boltului.

- Eforturile unitare de ovalizare in sectiunile caracteristice:

Figura Variatia unor marimi caracteristice cu raportul diametrelor.

- Deformatia maxima de ovalizare:

Jocul de montaj in locasul boltului din piston:

Grupul piston.

Pistonul

Pistonul se compune din urmatoarele parti (fig.2.1):

capul pistonului - partea superioara a pistonului, care preia presiunea gazelor.

regiunea port-segmenti (RPS) - partea pistonului prevazuta cu canale in care se introduc segmentii.

mantaua - partea care ghideaza pistonul in cilindru si transmite forta normala .

umerii mantalei - partea in care se fixeaza boltul - de aici si numele de locasul boltului.

Figura Partile componente ale pistonului.

In timpul functionarii capul pistonului este supus actiunii fortei de presiune F_p, care se transmite prin umerii mantalei la bolt (fig.2.2). Ca urmare pistonul se deformeaza astfel incat apasarea mantalei pe cilindru tinde sa se concentreze numai pe muchia inferioara a mantalei, canalele pentru segmenti se inclina fata de planul transversal impiedicand aplicarea normala a segmentilor pe suprafata cilindrului, iar deformarea umerilor mantalei determina aparitia unor sarcini concentrate in zona A, care provoaca distrugerea ei (fig.2.2.b). Forta normala N, care produce forta de frecare F_F (fig.2.2.a), aplica pistonul pe cilindru numai in planul de oscilatie al bielei (in care lucreaza si forta N) normal pe axa umerilor si mantaua este deformata de reactiunea cilindrului luand forma unei elipse (fig.2.2.c), cu axa mare dupa directia axei umerilor mantalei. Astfel apare pericolul de blocare a pistonului cand diametrul mare al elipsei depaseste diametrul cilindrului. Tensiunile variaza neuniform in corpul pistonului si ating valori ridicate (fig.2.2.d,e,f).

Figura Schema fortelor (a), deformarea pistonului (b,c) si distributia locala a eforturilor unitare, in partea interioara a pistonului (d), la marginea exterioara a umarului (e), in lungul pistonului (f).

Capul pistonului depinde in mare masura de tipul camerei de ardere. La MAC forma capului pistonului se apropie de cea plana pentru motoarele cu camera divizata. Pentru motoarele cu injectie directa capul are forma de cupa mai mult sau mai putin deschisa (fig.2.3.a,b) sau este mulat dupa forma jetului (fig.2.3.c). La motoarele cu raport de comprimare mare apare pericolul de impact intre de impact intre piston si supapa atunci cand pistonul este in p.m.i. si supapa este deschisa. Acest pericol se elimina daca se evazeaza un locas E pe capul pistonului in dreptul supapelor(fig.2.4) de adancime a=z+(1..1,5)mm unde z reprezinta deschiderea maxima a supapei.

Pistonul se confectioneaza sub forma eliptica, cu ovalitatea maxima D₀. Axa mare a elipsei se aseaza pe directia normala la axa boltului (fig.2.5.c), iar o lege de distributie a jocurilor pe directia radiala se arata in fig.2.5.d

. Pistoanele pentru motoarele de autovehicule se executa din aliaje de aluminiu sau fier.

Calculul pistonului.

Pistonul se schiteaza initial in raport cu solutiile constructive alese. Dimensiunile principale se stabilesc pe baza datelor statistice (fig.2.5) si tabelul 2.1. Inaltimea RSS se stabileste dupa ce s-a ales numarul si inaltimea segmentior. Lungimea pistonului si diametrul mantalei se stabilesc in corelatie cu dimensiunile boltului

Tabel Dimensiunile caracteristice ale pistonului motoarelor in patru timpi.

a). Capul pistonului.

Grosimea capului pistonului se verifica in ipotezele ca acesta este o placa circulara incastrata pe contur, de grosime constanta, cu un diametru egal cu diametrul interior al capului si incarcata cu o sarcina uniform distribuita data de presiunea maxima a gazelor din cilindru.

tensiunea radiala la extremitatile capului pistonului:

p_max=74∙10⁵ [N/m^2] - presiunea maxima din cilindru

D_ci - diametrul interior al capului

,

unde a=4 mm reprezinta grosimea radiala a segmentului

δ =0,015 m - grosimea capului pistonului.

Se va lua valoarea admisibila pentru pistoane din aluminiu: .

b). Regiunea port-segmenti:

Se calculeaza tensiunea in sectiunea A-A (fig.2.6)

D=0,100 m - alezajul cilindrului

A_A - aria sectiunii reduse [m²]

Diametrul si numarul orificiilor de evacuare a uleiului din sectiunea A-A se alege astfel incat sa se poata evacua uleiul de pe oglinda cilindrului.

c). Mantaua pistonului:

Se verifica mantaua astfel incat presiunea specifica (p_mt) sa nu depaseasca o valoare admisibila.

presiunea specifica pe manta:

N_max=3373 [N] - forta axiala maxima

L_m=0,108 [m] - lungimea mantalei

D=0,100 [m] - diametrul alezajului

A_ev - aria evazarii [m²]

p_mta - presiunea specifica admisibila

Grosimea mantalei se recomanda a fi: (0,03.0,04)D

d). Diametru pistonului la montaj (D_p):

Jocul la cald D' variaza in lungul pistonului. El este mai mare la cap, pentru a preveni griparea si mai mic la manta pentru a preveni bataia.

Diametrul pistonului la montaj se calculeaza pentru capul pistonului si pentru manta utilizand:

D' - din tabelul 2.2

- coeficientul de dilatare al camasii cilindrului

- coeficientul de dilatare al pistonului

t_c - temperatura cilindrului

t_p - temperatura pistonului

t_o=15.20^◦C temperatura mediului.

Tabel Jocurile pistonului la montaj si in functionare.

e). Tensiunea termica la extremitatea capului pistonului:

unde: - a=0,25

-

-

- t_ce - diferenta intre temperatura centrului capului pistonului si temperatura la periferia capului pistonului

In general, pentru motoare de autoturisme pistoanele sunt fabricate din aliaje de aluminiu.

Biela

Biela este organul mecanismului motor care transmite forta de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit si serveste la transformarea miscarii alternative de translatie a pistonului in miscarea de rotatie a arborelui cotit.

Biela este compusa din trei parti (fig.3.1): partea articulata cu boltul se numeste piciorul bielei (1), partea articulata cu manetonul arborelui cotit se numeste capul bielei (2), partea centrala se numeste corpul bielei (3).

Figura Partile componente ale bielei.

Constructia bielei

Constructia piciorului bielei.

Piciorul bielei are forma unui tub (fig.4.2.a). La partea superioara se lasa material in exces (E) pentru corectarea masei. Sub actiunea fortei de presiune a gazelor piciorul bielei se deformeaza (fig.4.2.b). Rigidizarea se face pe diferite cai. Solutia din (fig.4.2.c.) mareste raza de racordare dintre picior si corp, dar biela isi pierde zveltetea. O raza de racordare ca in (fig.4.2.d.) este convenabila pentru M.A.C. supraalimentat. La M.A.C. forta de presiune Fp fiind mai mare decat forta de inertie a maselor aflate in miscare de translatie F_AP se ingroasa la exterior partea inferioara a piciorului (fig.4.2.e) prin dezaxarea cercului exterior al piciorului.

Figura Forme constructive ale piciorului bielei.

Daca ungerea se face prin stropire se practica un orificiu (fig.4.3.a) sau o taietura (fig.4.3.b) la partea superioara a piciorului. Daca uleiul este adus sub presiune se practica un canal in corpul bielei prin care uleiul este adus la picior (fig.4.3.c). Daca este necesar sa se asigure racirea simpla a capului pistonului, prin jeturi de ulei, se prelungeste canalul pana la extremitate si se prevede, la capatul lui un pulverizator P (fig.4.3.d). La M.A.C puternic incarcat boltul fiind aplicat cu o forta mare pe partea inferioara a bucsei se expulzeaza usor pelicule de ulei . De aceea se evazeaza o zona pe partea superioara a bucsei (fig.4.3.e) in care se formeaza o perna de ulei , care alimenteaza ungerea partii inferioare. Cand piciorul bielei este elastic, boltul fix in picior se executa o taietura la partea inferioara a piciorului, sau lateral (fig.4.4) pentru a usura montajul iar bucsa se elimina. Bucsa se monteaza in piciorul bielei cu strangere. Daca presiunea dintre bolt si bucsa atinge valori ridicate, bucsa se monteaza flotanta. Uneori se utilizeaza un rulment cu ace care mareste durata de functionare a articulatiei.

Figura Solutii pentru ungerea piciorului bielei.

Figura Solutii de picior elastic si elementele componente ale bielei.

Constructia corpului bielei:

Conditia de rigiditate a corpului bielei este satisfacuta numai daca sectiunea transversala a acestuia este de forma unui dublu T cu talpile paralele cu planul de incastrare (fig.4.5). Corpul bielei cu profilul dublu T se forjeaza in matrita. Forjarea unei biele lungi cu profil dublu T constituie o problema dificila, din care cauza corpului I i se atribuie o forma circulara (fig.4.5.d). Diferite forme ale corpului bielei pentru motoare de autovehicule sunt prezentate in (fig.4.6).

Figura Forma sectiunii corpului in raport cu planul de oscilatie si incastrare.

Figura Forme si dimensiuni ale sectiunii transversale a corpului bielei pentru motoare de autovehicule.

Constructia capului bielei:

Capul bielei este sectionat, capacul se separa de partea superioara a capului, dupa iun plan normal pa axa bielei, sau dupa un plan oblic inclinat de obicei la 45 de grade, mai rar la 30 sau 60 de grade fata de planul de incastrare. Sectionarea dupa un plan oblic se executa cand dimensiunea in planul de oscilatie nu permite trecerea bielei prin cilindru la montaj. Pentru a micsora diametrul exterior al capului, distanta dintre suruburi trebuie sa fie cat mai mica, grosimea minima h_i (fig.4.7) a peretelui interior al capului, fiind de 1.1,5 mm.

Figura Solutii constructive pentru descarcarea suruburilor (a,b); marimi caracteristice (c,d,e).

La unele constructii grosimea minima a peretelui interior h_i se anuleaza, iar surubul patrunde in corpul cuzinetului (fig.4.7). Grosimea minima a peretelui exterior h_e (fig.4.7) este de 2 mm. Muchiile ascutite din partea superioara a capului duc la ruperi (fig.4.8.a). De aceea ele se inlocuiesc cu racordari (fig.4.8.b) si degajari (fig.8.c).

Figura Eliminarea zonelor de concentrare a tensiunilor de la partea superioara a capului.

Suruburile de biela.

Pentru prinderea capacului se utilizeaza adesea 2 sau 4 suruburi prinse cu piulita (fig.4.9.a). Prinderea se face din partea capacului, fiind astfel usor accesibila. Pentru micsorarea dimensiunilor capului se pot folosi suruburi fara piulite. Este avantajos sa se fileteze gaura in capacul bielei (fig.4.9.b) deoarece in acest caz , la defectarea filetului se inlocuieste numai capacul, solutia complica insa montajul, de aceea se prefera filetarea gaurii in partea superioara a capacului (fig.4.9.c).

Figura Suruburi pentru prinderea capului de biela.

Cuzinetii bielei.

La motoarele pentru autovehicule se folosesc pe scara larga cuzinetii subtiri, formati din doua parti semicilindrice (fig.4.4). Cuzinetii se confectioneaza din banda de otel cu continut redus de carbon cu grosimea 0.9.2,5 mm, pe suprafata interioara aplicandu-se un material antifrictiune. Cuzinetul se monteaza cu strangere ceea ce asigura un contact mai bun cu capul bielei necesar pentru evacuarea caldurii. Strangerea mai mare se aplica la cuzinetul cu o grosime mai mica. Cuzinetii cu pereti grosi se utilizeaza la motoarele cu ambielaj in furca (motoare in V).

Materiale pentru biela.

Biela se confectioneaza din:

otel carbon de calitate

otel aliat cu:Cr, Mn, Mo, Ni, V

aliaj usor aluminiu

fonta cu grafit nodular

Rezistenta de rupere la tractiune a otelurilor pentru bile trebuie sa fie cuprinsa intre 80.105 daN/cm². Bielele din oteluri aliate se lustruiesc fiind foarte sensibile la concentrarea de tensiuni. O metoda mai eficienta si economica de ridicare a rezistentei la oboseala s-a dovedit a fi ecruisarea.

Biela din duraluminiu tratata prin calire in apa la 480 grade are o rezistenta de rupere la tractiune 40 daN/mm².

Suruburile de biela se executa din oteluri aliate pentru imbunatatire cu rezistenta la rupere de 70.80 daN/mm². Bucsele din piciorul bielei se confectioneaza din bronzuri cu rezistenta ridicata la uzare si rupere (bronz cu plumb, bronz cu aluminiu, bronz fosforos).

Calculul bielei:

Piciorul bielei

Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei (fig.4.10) se determina initial pa baza datelor constructive (tab.4.1). Piciorul bielei suporta:

1. solicitarea de intindere produsa de forta de inertie a grupului piston
2. solicitarea de compresiune produsa de forte de presiune a gazelor
3. solicitarea de fretare, produsa de bucsa sau de bolt

Figura Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei.

Tabel Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei.

1).Solicitarea de intindere:

F_t - forta de intindere (tractiune) a piciorului bielei (fig.4.11)

Figura Solicitarea piciorului bielei la intindere.

- momentul incovoietor in sectiunea I-I determinat de forta: Ft

- forta normala in sectiunea de incastrare , determinata de Ft:

- coeficientul de proportionalitate K:

- efortul unitar in fibra exterioara determinat de forta Ft in sectiunea respectiva:

- efortul unitar in fibra interioara, determinat de forta Ft in sectiunea respectiva:

2).Solicitarea de comprimare - Fc

- forta de comprimare a piciorului:

- momentul incovoietor in sectiunea I-I. determinat de forta Fc:

- forta normala in sectiunea I-I determinata de forta Fc:

unde:

- efortul unitar in fibra exterioara:

- efortul unitar in fibra interioara:

3).Solicitarea de fretare

- strangerea termica St:

- presiunea de fretaj pf:

- efortul unitar in fibrele exterioare si interioare determinate de presiunea de fretaj:

- eforturile maxime si minime din fibra exterioara:

- calculul coeficientului de siguranta:

- deformatia piciorului pentru bolt flotant in biela:

Corpul bielei:

Dimensiunile caracteristice mai raspandite pentru profilul dublu T al bielei sunt indicate in tabelul 4.2 unde H reprezinta latimea talpilor. Daca latimea H variaza de la picior Hp la cap Hc pentru dimensiunile caracteristice Hp si Hc sunt date relatii tot in tabelul respectiv. Calculul de verificare se dezvolta in sectiunea mediana M-M a corpului si in sectiunea minima m-m sub picior (fig.4.12.a ). Sectiunea mediana M-M este solicitata la intindere de forta de inertie a maselor grupului piston si a masei bielei m_b' situata deasupra ei. Se admite m_B =m_Bp, deci forta de inertie se va calcula cand echipajul mobil este la punctul mort interior, la inceputul cursei de admisie forta de presiune fiind neglijabila cu relatia:

Tabel Dimensiunile corpului bielei.

Figura Dimensiunile corpului (a) si deformarea lui la flambaj in planul de oscilatie (b) si in planul de incastrare (c).

Calculul solicitarilor in sectiunea M-M:

- forta de intindere in sectiunea M-M :

- efortul unitar de intindere:

- forta de compresiune:

- efortul unitar de compresiune:

eforturile unitare de flambaj in planul de oscilatie si planul de incastrare:

- eforturile unitare maxim si minim:

- coeficientul de siguranta:

Calculul solicitarilor in sectiunea m-m:

Tabel Dimensiunile corpului bielei.

- forta de intindere in sectiunea m-m:

- efortul unitar de intindere:

- forta de compresiune:

- efortul unitar de compresiune:

Capul bielei.

Dimensiunile principale ale capului bielei (diametrul interior si lungimea) sunt determinate de cele ale manetonului. Din tabelul 4.3. si fig.4.13 se alege diametrul fusului maneton D_M, lungimea fusului maneton l_M si ρ - raza de racordare (ρ>1,5.3 mm).

Tabel Dimensiunile relative ale elementelor arborelui cotit.

Figura Dimensiunile relative ale elementelor arborelui cotit.

Pentru determinarea diametrului exterior al capului este necesar sa se calculeze suruburile de prindere a capului.

diametrul fundului filetului d_s:

- diametrul partii nefiletate:

- eforturile unitare in sectiunea filetata (A_s) si in sectiunea nefiletata (A_s'):

- coeficienti de solicitare la oboseala:

Deoarece partea superioara a capului se racordeaza larg cu corpul, solicitarea de compresiune este neinsemnata.

Se admit urmatoarele ipoteze:

1. capul bielei este o bara curba, continua, capacul fiind montat cu strangere
2. sectiunea cea mai solicitata este cea de incastrare (fig.4.14), situata in dreptul locasurilor pentru capul suruburilor
3. capul bielei are sectiunea constanta de diametru mediu egal cu distanta dintre axele suruburilor
4. forta de intindere distribuita pe jumatatea inferioara a capacului dupa o lege sinusoidala
5. cuzinetul preia o fractiune din momentul incovoietor si forta normala, deoarece este montat cu strangere
6. ciclul de incarcare al capacului bielei este pulsator

Figura Solicitarea capacului bielei la intindere.

efortul unitar in fibra interioara in sectiunea I-I

,unde:

- deformatia capului -

Δ=(0,0003.0,003)d_M

Arborele cotit

Analiza functionala:

Arborele cotit transforma miscarea de translatie a pitonului intr-o miscare de rotatie si transmite spre utilizare momentul motor dezvoltat de forta de presiune a gazelor. La motoarele policilindrice arborele cotit insumeaza lucrul mecanic produs de fiecare cilindru si-l transmite utilizatorului. Arborele cotit antreneaza in miscare unele sisteme auxiliare ale motorului.

Arborele cotit este alcatuit dintr-un numar de coturi, egal cu numarul cilindrilor, la motoarele in linie si cu jumatatea numarului de cilindri. La motoarele in V , precum si din doua sau mai multe fusuri maneton.(fig.5.1.) Fiecare cot este alcatuit din doua brate si un fus, numit fus maneton , sau simplu maneton care se articuleaza ca capul bielei. In unele cazuri la extremitatile bratelor se prevad mase pentru echilibrare. Partea arborelui cotit prin care se transmite miscarea la utilizare se numeste partea posterioara , in opozitie cu ea cealalta extremitate se numeste partea frontala. La partea posterioara se prelucreaza o flansa (5) de care se prinde volantul (10) cu coroana dintata (11) la partea frontala se fixeaza prin pana o roata dintata (6) care actioneaza mecanismul de distributie si alte organe auxiliare, o fulie (7) pentru antrenarea ventilatorului si a generatorului de curent, fixata pe amortizorul de vibratie (8) si un clichet (9) pentru pornirea manuala. Masa arborelui cotit reprezinta 7..10 % din masa motorului. Arborele cotit trebuie sa realizeze o masa redusa, o tehnologie simpla, o durabilitate ridicata si o siguranta mare in functionare.

Figura Organele componente ale arborelui cotit.

Lungimea arborelui cotit depinde de distanta intre cilindri si de asezarea lor. Astfel pentru MAC cu cilindri in linie cu camasi de cilindru umed lungimea este (1,23.1,32)D.

Conditia de presiune specifica cere ca suprafata portanta a fusurilor sa fie cat mai mare.

Pentru fusurile maneton se indica produsul dm*lm=(0.14..0.17)pi*D*D/4, uneori pana la 0.266. Marirea diametrului manetonului dm inseamna sporirea rigiditatii arborelui, dar reduce frecventa proprie. Lungimea manetonului lm nu se poate mari deoarece creste solicitarea la incovoiere, dar aici nu se poate micsora prea mult, deoarece se intensifica scaparile laterale de ulei si impune supradimensionarea pompei de ulei. Fusurile maneton se confectioneaza de dimensiuni egale: fusurile palier au mai rar dimensiuni egale.

Fusurile mai putin solicitate de obicei fusurile intermediare, au o lungime mai redusa, cu exceptia fusului median a carui lungime creste cu 30..50% cand nu se utilizeaza mase de echilibrare , fusul palier final are o lungime cu 0..40% mai mare din cauza volantului.

La M.A.C. , numarul fusurilor este 7; la M.A.S. numarul reazemelor poate fi redus deoarece solicitarea produsa de forte de presiune este mai mica. Se obtine astfel o reducere a lungimii motorului dar se amplifica solicitarea de incovoiere. La motoarele cu 4 cilindri in linie se trece de la solutie curenta cu 3 reazeme la solutia cu 5 reazeme.

Regimurile de ungere al arborelui cotit sunt aproape intotdeauna regimuri hidrodinamice. Deoarece fusurile se deplaseaza in acelasi sens, cu viteze ridicate. Uleiul sub presiune este adus la fiecare palier printr-o conducta . In unele cazuri magistrala de ulei constituie chiar arborele cotit. Uleiul sub presiune ajunge la fusuri maneton numai prin canale care traverseaza bratul si fusurile. Canalele de ulei constituie concentratori tensiune.

Constructia arborelui cotit.

Arborele cotit este de doua feluri: demontabil si nedemontabil, ultima solutie se utilizeaza pe cara larga. Pentru a se reduce greutatea arborelui si fortele centrifuge fusurile se gauri. Solutia este convenabila si din punctul de vedere al rezistivitatii la oboseala, deoarece asigura o distributie mai favorabila a fluxului de forte. Se obtine o rigiditate si o rezistenta la oboseala sporite daca sectiunile fusurilor maneton si palier se suprapun.(fig.5.2).

Figura Influenta suprapunerii s a fusurilor maneton si palier asupra rezistentei la oboseala a arborelui cotit.

Bratele arborelui cotit s-au confectionat initial in forma paralelepipedica. (fig. 5.3.a). Pentru a usura arborele se indeparteaza materialul din colturile c1 si c2 , care de astfel nu participa la transmiterea tensiunilor. Cand se micsoreaza grosimea h a bratelor pentru a reduce lungimea arborelui , sectiunea de calcul se obtine prin marirea latimii b, se ajunge la bratul de forma eliptica (fig5.3.d) sau chiar circulara, forma care au o actiune favorabila asupra rezistentei la oboseala.

Materiale

Materialul pentru arborele cotit depinde de procedeul de fabricatie si de dimensiunile arborelui. Arborele cotit se confectioneaza prin doua procedee: prin forjare si prin turnare. Forjarea se efectueaza liber sau in matrita, cand lungimea arborelui cotit nu depaseste aproximativ 2 m. Forjarea in matrita prezinta avantajul ca in fibrele, urmand conturul presei, nu prezinta intreruperi.

Se pot utiliza oteluri realizate cu continut mediu de carbon cu rezistenta la rupere de 70..80 daN/cm . La M.A.C. solicitat, se utilizeaza oteluri aliate cu Cr, Ni, Mo, V care au o rezistenta superioara de 85...125 daN/cm dar cost mai ridicat.

Avantajele arborilor turnati sunt urmatoarele:

1. reducerea consumului de metal
2. realizarea cu usurinta a formei tubulare
3. realizare cu usurinta a formelor optime cerute de echilibrare

Confectionarea arborelui cotit turnat din fonta se dovedeste foarte avantajoasa. Font poseda proprietati mai bune de turnare decat otelurile ceea ce simplifica fabricatia si are un pret de cost mai redus. Font are o rezistenta mai mica la incovoiere, dar utilizarea ei este posibila atribuind fusurilor si bratelor dimensiuni mai mari si rezemand fiecare cot.

Calculul arborelui cotit.

Arborele cotit se dimensioneaza pe baza datelor constructive (tab.5.1. cu notatiile din fig.5.6.).

Tabel Dimensiunile relative ale elementelor arborelui cotit.

Figura Dimensiunile caracteristice ale arborelui cotit

Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare. Fusurile fiind supuse frecarii si uzurii se verifica la presiune specifica si la incalzire: cotul este solicitat la incovoiere si torsiune.

Verificarea fusurilor la presiune de contact si la incalzire

R_m.max si R_p.max se citesc de pe diagrama polara a fusului maneton. Calculul fortelor s-a facut pentru fusul palier dintre cotul 2 si 3.

R_m.max - presiunea maxima pe fusul maneton [N]

R_m.max = 37769

R_p.max - presiunea maxima pe fusul palier [N]

R_p.max = 35194

R_m.med - presiunea medie pe fusul maneton [N]

R_m.med = 14515

R_p.med - presiunea medie pe fusul palier [N]

R_p.med = 26043

W_M viteza periferica a fusului maneton [m/s]

W_P viteza periferica a fusului palier [m/s]

ξ = 1,04.1,08 - coeficient care tine seama de faptul ca viteza

relativa dintre fusul maneton si cuzinet este amplificata de miscarea oscilanta a bielei

Verificarea arborelui cotit la tensiuni maxime

pentru verificarea la tensiuni maxime se considera 2 pozitii ale cotului

a)      prima pozitie de calcul; cotul se afla in punctul mort de la inceputul destinderii pentru care forta radiala este maxima, astfel ca tensiunile de incivoiere sunt maxime

b)     a doua pozitie de calcul; cotul aflat in pozitia α = 90⁰RAC in timpul destinderii, pentru care forta tangentiala este maxima, astfel ca tensiunile de torsiune sunt importante

Prima pozitie de calcul

A doua pozitie de calcul

M_ti - momentul de intrare in cot

F_{T max} - forta tangentiala maxima

Valori admisibile pentru:

- fus maneton σ_red=1000.2000 [daN/cm²]

- fus palier σ_red=600...1200 [daN/cm²]

- brat σ_red=1400.2000 [daN/cm²]

Calculul fusului palier la oboseala

Fusurile paliere sunt supuse unor solicitari la oboseala la torsiune, dupa un ciclu alternant simetric.

In cazul motoarelor policilindrice momentul motor mediu creste de la partea frontala spre partea posterioara unde se obtine momentul motor total prin insumarea momentului motor la toti cilindrii motorului, iar gradul de neregularitate al momentului motortotal este mai mic in comparatie cu al momentului motor de la un cilindru.

Pentru calculul coeficientilor de siguranta la oboseala se considera momentul de torsiune maxim si minim.

se utilizeza valorile:

Calculul fusului maneton

Fusul maneton este compus la incovoiere si torsiune. Se dezvolta calculul pentru un cot care se sprijina pe doua rezeme si este incarcat cu forte concentrate cunoscute (fig.5.7); cand numarul fusurilor de reazem este mai mic decat numarul coturilor , schemele de calcul se construiesc adecvat (fig. 5.8).

Figura Schema fortelor pentru un cot fara palier intermediar (a) si pentru cotul unui arbore.

Calculele se fac pentru cotul 3

- Forta tangentiala la manetonul :

- Forta normala la manetonul :

- Reactiunile din reazemul stang :

- Momentul incovoietor in planul cotului :

- Momentul incovoietor in planul tangential :

In cazul fusurilor motoarelor cu orificii pentru ulei, de altfel cazul general, calculul se simplifica deoarece solicitarea la extremitatea orificiului in planul in care contine axa lui este maxima din cauza concentrarii de tensiuni.

- Momentul incovoietor in planul orificiului de ungere :

Este convenabil sa se organizeze calculul intr-o tabela care permite extragerea valorilor maxime si minime.

- Momentul de torsiune al manetonului : -

Si in cazul acesta calculele se organizeaza intr-un tabel pentru o mai buna evidentiere

- Eforturile unitare maxim si minim de incovoiere:

- Coeficientul de siguranta la incovoiere :

- Eforturile unitare maxim si minim de torsiune :

μ -este coeficient de corectie pentru cazul in care gaura interioara din fusul maneton se executa excentric.

- Coeficientul de siguranta la torsiune :

- Coeficientul global de siguranta si valorile admisibile:

Calculul bratului

Bratul arborelui cotit este solicitat la incovoiere , intindere, compresiune si rasucire. Incovoierea se produce in doua planuri, in planul cotului si in planul normal pa planul cotului. Drept sectiune de calcul se alege sectiunea tangenta la fusul palier deoarece in punctul X apar practic eforturile unitare cele mai mari (fig. 5.13).

Figura Variatia eforturilor unitare intr-o sectiune a bratului arborelui cotit.

- Momentul incovoietor in planul cotului :

- Momentul incovoietor in planul bratului :

- Momentul de torsiune :

Distributia eforturilor unitare tangentiale este astfel incat valoarea maxima se realizeaza chiar in punctul X .

- Eforturile unitare normale de incovoiere si compresiune maxim si minim:

- Coeficientul de siguranta la incovoiere :

- Eforturile unitare tangentiale de torsiune maxim si minim :

- Coeficientul de siguranta la torsiune :

- Coeficientul de siguranta globala:

Bibliografie:

1. Grunwald Berthold, Teoria, calculul si constructia motoarelor pentru autovehicule rutiere, Bucuresti, editura Didactica si Pedagogica, 1980.
2. Gheroghe Bobescu si altii, Motoare pentru automobile si tractoare, vol.II, Chisinau, editura Tehnica, 1998.
3. D. Abaitancei si altii, Motoare pentru automobile si tractoare. Constructie si tehnologie, vol.I, Bucuresti, editura Tehnica, 1978.
4. R. Mardarescu si altii, Motoare pentru automobile si tractoare, Bucuresti, editura Didactica si pedagogica, 1968.