Mecanismul de Distributie a Gazelor
Cap 1. Mecanismul de distribuție a gazelor
1.1.Rolul și funcțiile mecanismului de distribuție
Sistemul de distribuție a gazelor reprezintă ansamblul tuturor organelor care asigură umplerea cilindrilor cu amestec proaspăt sau aer și evacuarea gazelor arse, în așa fel încât să realizeze ciclul motor și ordinea de funcționare adoptată. Condiția principală pe care trebuie să o îndeplinească sistemul de distribuție este să permită evacuarea cât mai completă a gazelor arse și umplerea cât mai completă a cilindrilor cu amestec proaspăt (sau aer);
Sistemul de distribuție este alcătuit din 3 parți;
• mecanismul care comandă deschiderea și închiderea periodică a orificiilor de admisiune și evacuare ale cilindrilor;
• colectorul de gaze care distribuie și transportă gazele proaspete între cilindrii motorului și colectează gazele de ardere din cilindrii, transportându-le în atmosferă;
• amortizorul de zgomot.
Fig.1.1. Mecanismul de distribuție a gazelor
1.2. Partile componente ale mecanismului de distribuție
1.2.1. Supapa
Supapele sunt organe ale sistemului de distribuție cu ajutorul cărora se deschid și se închid orificiile de intrare a gazelor proaspete și de ieșire a gazelor arse.
Supapele au rol diferit în funcție de destinația lor: de admisie, pentru deschiderea și închiderea orificiului de intrare a amestecului carburant sau aerului, și de evacuare
pentru expulzarea gazelor arse. Deschiderea lor are loc când camele atacă tacheții și transmit mișcarea prin celelalte organe componente, iar închiderea lor se face datorită arcurilor supapelor.
Ținând seama de condițiile de lucru, față de construcția supapei se impun următoarele cerințe:
– rezistența mecanică ridicată la temperaturi înalte de funcționare
– rigiditate superioară.
Supapa se compune din:
– 1 talerul
– 2 fațeta tronconică
– 3 tija (coada)
Fig.1.2. Supapa
Talerul poate avea forma plană, convexă sau concavă.În general, pentru supapele de evacuare se utilizează talerul convex, iar pentru supapele de admisiune cu diametrul mare talerul concav.Întrucât supapa trebuie să realizeze etanșeitatea atât cu scaunul cât și cu ghidul supapei, suprafața de așezare și cea a cozii se prelucrează foarte fin prin rectificare.
Scaunul supapei
Pot fi așezate și frezate direct în chiulasa, sau amovibile, din fontă sau oțel refractar, presate în locașurile din chiulasa; sunt frezate la 45 grade și rodate cu supapele respective cu pastă pentru etanșare; lățimea lor este 1,2-1,6 mm.
Fig.1.3. Scaunul supapei
Ghidurile supapei
Ghidul supapei are rolul de a conduce supapa în mișcarea sa alternativă și totodata de a ușura răcirea acesteia. Aceasta are forma unei bucșe și poate fi
separată, sau să facă corp comun cu blocul cilindrilor. În general, se folosesc ghiduri separate pentru a putea fi înlocuite când se uzează. Jocul dintre coada supapei și ghidul supapei trebuie să fie de: – circa 0,005 – 0,01 mm, pentru supapele de admisiune
– Circa 0,008 – 0,012 mm, pentru supapele de evacuare.
Uneori, ghidul este prevăzut cu un guler, (fig 1.4. B) care limitează poziția sa la presarea în chiulasă. Ghidurile se execută din fontă cenușie sau bronz și se montează în corpul chiulasei sau în blocul cilindrilor prin presare sau fretare.
Fig.1.4. Ghidurile supapei
1.2.2. Arborele cu came
Arborele cu came sau arborele de distribuție este organul care primește mișcarea de la arborele cotit și o transmite supapelor, prin intermediul tijelor împingătoare și a culbutorilor. Totodată, acesta acționează și diferite alte agregate montate pe motor, precum: pompa de benzină, pompa de ulei.
Arborele cu came se montează în blocul motor sau în chiulasă, în paralel cu arborele cotit. Este prevăzut cu fusurile de sprijin 1 între care se găsesc camele 2, care se prelucrează în mod obișnuit din materialul arborelui. Roata dințată 3 servește la acționarea ruptor-distribuitorului și a pompei de ulei. Pe arbore se montează roata dințată 4 care primește mișcarea de la pinionul amplasat pe arborele cotit și excentricul 5 pentru acționarea pompei de combustibil. Uneori, acest excentric se execută direct din materialul arborelui cotit.
Profilul camelor se stabilește avându-se în vedere:
– ridicarea și coborârea uniformă, fără șocuri, a supapei;
– menținerea ei în poziție deschisă un timp suficient pentru admisiune sau evacuare – realizarea unui unghi de ridicare cât mai mare posibil și reducerea la maximum a efortului lateral pe tachet.
Camele sunt decalate între ele cu un unghi ce depinde de numărul cilindrilor și de ordinea de funcționare a acestora. Camele de același nume (admisiune sau evacuare) sunt decalate cu 90º pentru motoarele cu patru cilindri, cu 60º pentru motoarele cu șase cilindri și cu 45º pentru motoarele cu opt cilindri.
Fusurile arborelui cu came se rotesc în lagăre cu alunecare, care sunt niște bucșe căptușite cu aliaje antifricțiune 14, montate în locașurile pereților transversali ai carterului. Numărul lagărelor este determinat de lungimea motorului și de eforturile pe care trebuie să le suporte arborele cu came de la ansamblul pieselor pe care le pune în mișcare. Arborele cu came se execută prin turnare sau forjare din fonta sau oțel.
Pentru mărirea durității, suprafețelor active ale camelor și fusurilor se tratează termic, înainte de operațiile de rectificare finale.
Fig.1.5.Arborele cu came
1.2.3. Tacheții
Tacheții sunt organe prin intermediul cărora tijele împingătoare ale culbutorilor sau tijei superioare urmăresc profilul camei, primind astfel mișcarea axială. Din punct de vedere constructiv, tacheții pot fi cu taler plan (Fig.3.5. A), sferic (Fig.3.5. B) și cu role (Fig.7 c). Tacheții culisează într-un ghidaj de bronz special sau de fontă specială. Între tachet sau culbutor și tija supapei este necesar să fie un joc termic de 0,15 – 0,45 mm pentru supapele de admisiune și de 0,2 – 0,8 mm pentru supapele de evacuare.
Fig.1.6. Tacheți
Pentru micșorarea greutății, tachetului se execută gol în interior. În scopul obținerii unei uzuri uniforme a tachetului, atât pe suprafața frontală cât și pe suprafața de
ghidare se prevede rotirea acestuia. Dacă suprafața frontală a tachetului este plană, rotirea se obține prin dezaxarea camei (Fig.1.6 D), iar dacă suprafața frontală este sferică, rotirea se obține printr-o ușoară conicitate dată suprafeței active a
camei (Fig1.6. B).
1.2.4. Arcurile supapelor
Au rolul de a menține supapele pe scaunul lor când sunt închise și un contact între supape și came, prin intermediul celorlalte organe ale distribuției, în timpul deschiderii și închiderii lor. Ele se confecționează din oțel arc, de forma elicoidală ; la unele motoare se montează două arcuri concentrice la fiecare supapă, pentru mărirea siguranței și reducerea dimensiunilor.
Fig.1.7. Arcuri
1.3. Tipuri de mecanisme de distribuție
După modul de transmitere a mișcării de la arborele de distribuție spre supapă, mecanismele de distribuție pot fi de cinci tipuri.
•Tipul 1 – Acționare directă. Mișcarea este transmisă de la arborele cu came către supapă prin intermediul unui tachet mecanic sau hidraulic. Aceste tipuri de mecanisme sunt caracterizate de rigiditate mare, frecare ridicată, variație slabă în timpul funcționării și masă dinamică mare, deci forțe de inerție mari.
Fig.1.8. Mecanism de distribuție tipul 1
•Tipul 2 – Cu pivot în capăt. Transmiterea mișcării de la arborele de distribuție se face prin intermediul unui culbutor. Culbutorul reprezintă o pârghie de gradul trei deoarece acesta este fixat la un capăt, acționarea este la mijloc, iar capătul celălalt acționează asupra supapei. Fixarea la unul din capete se poate realiza printr-un pivot hidraulic pentru a prelua jocul datorat dilatărilor termice. Aceste mecanisme sunt caracterizate de rigiditate bună, frecare mică atunci când se utilizează culbutoare cu rolă sau frecare ridicată pentru culbutoare cu alunecare, sensibilitate ridicată datorită oscilațiilor culbutorului, masă dinamică mică.
Fig.1.9. Mecanism de distribuție tipul 2
•Tipul 3 – Cu pivot central. Arborele cu came antrenează supapa prin intermediul unui culbutor, pârghie de gradul I. Culbutorul este sprijinit la mijloc, la un capăt acționează cama, iar la celălalt este în contact cu supapa. Aceste sisteme sunt caracterizate prin rigiditate redusă, frecare redusă în cazul culbutorilor cu rolă pentru rolă și frecare ridicată în cazul în care contactul dintre culbutor și camă este cu alunecare, sensibilitate la oscilațiile culbutorului, masă dinamică ridicată.
Fig.1.10. Mecanism de distribuție tipul 3
•Tipul 4 – Pivot central și tachet. Acest tip de mecanism de distribuție este asemănător cu tipul 3, diferența constituind-o apariția tachetului care are rolul de a prelua jocul datorat dilatărilor termice și de a reduce frecarea dintre camă și culbutor. Mecanismele sunt caracterizate prin rigiditate redusă, frecare mică în cazul utilizării tachetului cu rolă sau frecare ridicată în cazul contactului cu alunecare între camă și tachet, sensibilitate la vibrațiile culbutorului, forțe de inerție mari datoratei masei dinamice ridicate.
Fig.1.11. Mecanism de distribuție tipul 4
•Tipul 5 – Acționare cu tijă împingătoare. Acest tip de mecanism de distribuție este întâlnit la motoarele în care arborele cu came este plasat în blocul motor, motoarele în V sau W, și distanța până la culbutor este mare. Principalele caracteristici ale mecanismelor sunt: rigiditatea redusă, frecare mare, sensibilitate scăzută, masă dinamică ridicată.
Fig.1.12. Mecanism de distribuție tipul 5
1.4. Diagramele de distribuție a motorului si curbele de ridicare a supapelor
Supapa de admisie este deschisă iar cea de evacuare este închisă, atunci când pistonul se afla în PMS și începe să se deplaseze în cursa sa de admisie (fig.1.13.). Odată cu accelerația inițială a pistonului și apoi cu decelerația sa, în timpul acestei curse este creată o depresiune care face ca încărcătura proaspătă să pătrundă și să umple volumul eliberat din cilindru prin deplasarea pistonului către PMS. Spre sfârșitul cursei de admisie pistonul încetinește și se oprește momentan atunci când ajunge la PMI.La sfârșitul cursei de admisie pistonul își schimbă direcția de mișcare și în același timp supapa de admisie începe să se închidă. Pistonul începe apoi să se deplaseze spre chiulasă în timpul cursei sale de compresie astfel încât volumul cilindrului se reduce odată cu creșterea corespunzătoare a presiunii încărcăturii din interiorul acestuia.
Fig.1.13. Prezentarea ciclului motorului în patru timpi.
Odată cu apropierea pistonului de sfârșitul cursei de compresie acesta încetinește, se oprește pentru foarte scurt timp și apoi își schimbă direcția de deplasare. Urmează apoi de către căldura generată în timpul cursei de compresie (în cazul m.a. c) și care în cele din urmă conduce la arderea amestecului de aer și combustibil. Forțele de presiune rezultate deplasează pistonul spre PMI în timpul cursei sale utile. Atunci când pistonul ajunge la sfârșitul cursei utile, se deschide supapa de evacuare (SE), pistonul își schimbă direcția de deplasare și astfel în timpul cursei de evacuare cilindrul este curățit de gazele arse. Curățirea cilindrului de gazele arse este îmbunătățită prin deschiderea supapei de evacuare înainte ca pistonul să își încheie cursa sa utilă iar apoi prin întârzierea închiderii acestei supape cu întârziere față de PMS. Pistonul își schimbă apoi direcția de deplasare și începe cursa de admisie (fig.1.14. A și b).
Fig.1.14. Prezentarea diagramelor de distribuție
În mod similar, pentru a îmbunătăți umplerea cilindrilor cu încărcătură proaspătă supapa de admisie este proiectată să se des pentru rolă și frecare ridicată în cazul în care contactul dintre culbutor și camă este cu alunecare, sensibilitate la oscilațiile culbutorului, masă dinamică ridicată.
Fig.1.10. Mecanism de distribuție tipul 3
•Tipul 4 – Pivot central și tachet. Acest tip de mecanism de distribuție este asemănător cu tipul 3, diferența constituind-o apariția tachetului care are rolul de a prelua jocul datorat dilatărilor termice și de a reduce frecarea dintre camă și culbutor. Mecanismele sunt caracterizate prin rigiditate redusă, frecare mică în cazul utilizării tachetului cu rolă sau frecare ridicată în cazul contactului cu alunecare între camă și tachet, sensibilitate la vibrațiile culbutorului, forțe de inerție mari datoratei masei dinamice ridicate.
Fig.1.11. Mecanism de distribuție tipul 4
•Tipul 5 – Acționare cu tijă împingătoare. Acest tip de mecanism de distribuție este întâlnit la motoarele în care arborele cu came este plasat în blocul motor, motoarele în V sau W, și distanța până la culbutor este mare. Principalele caracteristici ale mecanismelor sunt: rigiditatea redusă, frecare mare, sensibilitate scăzută, masă dinamică ridicată.
Fig.1.12. Mecanism de distribuție tipul 5
1.4. Diagramele de distribuție a motorului si curbele de ridicare a supapelor
Supapa de admisie este deschisă iar cea de evacuare este închisă, atunci când pistonul se afla în PMS și începe să se deplaseze în cursa sa de admisie (fig.1.13.). Odată cu accelerația inițială a pistonului și apoi cu decelerația sa, în timpul acestei curse este creată o depresiune care face ca încărcătura proaspătă să pătrundă și să umple volumul eliberat din cilindru prin deplasarea pistonului către PMS. Spre sfârșitul cursei de admisie pistonul încetinește și se oprește momentan atunci când ajunge la PMI.La sfârșitul cursei de admisie pistonul își schimbă direcția de mișcare și în același timp supapa de admisie începe să se închidă. Pistonul începe apoi să se deplaseze spre chiulasă în timpul cursei sale de compresie astfel încât volumul cilindrului se reduce odată cu creșterea corespunzătoare a presiunii încărcăturii din interiorul acestuia.
Fig.1.13. Prezentarea ciclului motorului în patru timpi.
Odată cu apropierea pistonului de sfârșitul cursei de compresie acesta încetinește, se oprește pentru foarte scurt timp și apoi își schimbă direcția de deplasare. Urmează apoi de către căldura generată în timpul cursei de compresie (în cazul m.a. c) și care în cele din urmă conduce la arderea amestecului de aer și combustibil. Forțele de presiune rezultate deplasează pistonul spre PMI în timpul cursei sale utile. Atunci când pistonul ajunge la sfârșitul cursei utile, se deschide supapa de evacuare (SE), pistonul își schimbă direcția de deplasare și astfel în timpul cursei de evacuare cilindrul este curățit de gazele arse. Curățirea cilindrului de gazele arse este îmbunătățită prin deschiderea supapei de evacuare înainte ca pistonul să își încheie cursa sa utilă iar apoi prin întârzierea închiderii acestei supape cu întârziere față de PMS. Pistonul își schimbă apoi direcția de deplasare și începe cursa de admisie (fig.1.14. A și b).
Fig.1.14. Prezentarea diagramelor de distribuție
În mod similar, pentru a îmbunătăți umplerea cilindrilor cu încărcătură proaspătă supapa de admisie este proiectată să se deschidă chiar înainte ca pistonul să atingă PMS în cursa sa de evacuare. Supapa de admisie rămâne astfel deschisă pentru întregul ciclu de admisie cât și pentru prima parte a cursei de compresie. Deplasarea unghiulară a arborelui cotit care apare atunci când supapa de admisie sau cea de evacuare se deschid înainte de PMS sau PMI este cunoscută că unghiul de avans la aprindere. Deplasarea unghiulară care apare după ce supapele de admisie sau evacuare se închid după PMS sau PMI, este cunoscută sub numele de unghi de întârziere la aprindere.Pe diagrama de distribuție circulară (fig.3.14 a) sunt reprezentate doar perioadele de admisie și evacuare, iar în cazul diagramei de distribuție în spirală (fig.3.14. B) sunt reprezentați toți cei patru timpi: admisia, compresia, arderea-destinderea și evacuarea. O mai bună apreciere a deschiderii progresive și apoi a închiderii supapelor de admisie și evacuare, precum și momentul deschiderii simultane al acestora este ilustrată foarte bine în fig.1.15.
Fig.1.15. Prezentarea diagramei ariilor de deschidere a supapelor.
1.5. Mecanismul de distribuție variabilă a gazelor
Distribuția variabilă are rolul de a comanda închiderea și deschiderea supapelor, în momentele optime, în funcție de regimul de funcționare al motorului. Astfel se îmbunătățesc parametrii energetici ai motorului și se diminuează emisiile poluante, în principal prin îmbunătățirea umplerii cilindrilor, și se reduc pierderile prin pompaj.
Fig.1.16. Mecanismul de distribuție variabilă a gazelor
1.5.1. Condiții generale privind utilizarea mecanismului de distribuție variabilă
1.5.1.1. Necesitatea utilizării distribuției variabile și avantajele acesteia.
În mod tradițional, cerințele pentru mecanismele de acționare a supapei erau o ridicare la o înălțime mai mare și o funcționare mai rapidă. Acestea reprezintă de asemeni aspectele-cheie în cazul acționării variabile a supapei, mecanismul fiind unul mult mai complex în această situație. Mai mult, există nevoia de a utiliza mecanismul variabil pentru a îmbunătăți combustia și pentru a obține o eficiență termică mai bună, în vederea unei economii de combustibil și a unei performanțe în cazul emisiilor mai bune. Fig.1.17. prezintă relația dintre funcțiile de acționare variabilă a supapei și factorii care îmbunătățesc performanța motorului.
Fig.1.17. Acționarea variabilă a supapelor și îmbunătățirea performanțelor motorului
Avantajele acționării variabile a supapei nu sunt limitate la puterea motorului și includ economia de combustibil și emisiile poluante din gazele de evacuare. În ceea ce privește eficiența termică, acționarea variabilă a supapei prezintă avantaje majore care includ reducerea pierderii de pompaj asociate cu distribuția în timp ce supapa de admisie este închisă, dar și atingerea unei combustii mai bune printr-o mișcare de gaze și o atomizare a combustibilului mai bună prin ridicarea scazută a supapei.
Alte avantaje sunt:
•permiterea funcționării motorului la o presiune constantă în sistemul de admisie, ceea ce conduce la comportarea excelentă în regimurile dinamice și emisii reduse în regimurile tranzitorii.
•Optimizând traseul de admisie mișcarea aerului poate fi controlată prin fazele de deschidere ale supapelor.
•Emisiile în timpul pornirii la rece și pe durata încălzirii motorului pot fi reduse prin adaptarea corespunzătoare a fazelor de distribuție.
Se poate spune că distribuția este variabilă atunci când durata de deschidere și înălțimea de ridicare a supapelor sunt variabile și de asemenea, momentele de deschidere și de închidere ale acestora nu sunt fixe. În literatura de specialitate acestea sunt cunoscute sub numele de VVA (Variable Valve Actuation System) sau VVT (Variable Valve Timing System).Unele sisteme de distribuție mai puțin sofisticate asigură doar varierea momentelor de deschidere și închidere ale supapelor, fără să modifice duratele fazelor. Altele, mult mai sofisticate, sunt capabile să varieze mai mulți parametri, cum ar fi: începutul și sfârșitul fazelor, înălțimea maximă de ridicare, duratele de deschidere sau combinații ale acestora (Fig.1.18.).
Fig.1.18. Caracteristicile fazelor variabile de distribuție.
Influența distribuției variabile se exercită asupra randamentului, emisiilor poluante, cuplului și puterii efective ale motorului. Consecințele cele mai importante se referă la controlul direct al umplerii cilindrilor prin varierea fazelor supapelor, controlul calității amestecului prin varierea vitezei de curgere și a turbulenței. Toate la un loc îmbunătățesc procesul de ardere.În cazul fazelor fixe de distribuție există un compromis global referitor la optimizarea regimurilor de funcționare ale motorului. Un exemplu tipic se referă la cel de a alege între regimurile de cuplu maxim, putere maximă și cel de mers la ralanti (fig.1.19.).
Fig.1.19. Caracteristicile optime ale legii de ridicare a supapelor.
1.5.2. Clasificarea sistemului de distribuție
În funcție de modul de acționare a supapelor se disting sisteme cu acționare directă (electrică sau hidraulică) și indirectă.
Sistemele cu acționare indirectă a supapelor (cele cu camă) pot fi:
• cu camă variabilă sau profil variabil:
-cu faze variabile;
-cu rotație;
-cu camă spațială;
-cu două came diferite.
• cu tachet variabil:
-mecanic;
-hidraulic.
Comparând între ele diferitele sisteme de distribuție variabilă existente, în funcție de influența asupra consumului de combustibil, a emisiilor poluante, a presiunii medii efective și al comportării în timpul funcționării, s-au evidențiat în mod deosebit, sistemul cu comandă electromagnetică a supapei și cel care asigură concomitent înălțime de ridicare și durate de deschidere variabile.
1.5.3. Exemple de mecanisme de distribuție variabilă întâlnite pe M.A.S
1.5.3.1. Sistemul Valvetronic – BMW
A eliminat necesitatea clapetei de acceleratie asigurănd modificarea înalțimii de deschidere a supapelor de admisie intre 0 și maxim și permițand, în asociere cu
Vanos dublu, îmbunătățirea cu 10% atat a performanțelor cât și a consumului de carburant conform datelor furnizate de producator. Funcționarea sistemului
Valvetronic este bazată pe modificarea cu ajutorul unui motor electric a poziției punctului de reazem al pârghiei suplimentare intercalată între cama și culbutor.
Sistemul Valvetronic ce echipează noile motoare cu patru cilindri a firmei BMW a apărut pe piață în luna iunie a anului 2001, o dată cu lansarea modelului 316ti Compact. Caracteristica notabilă a motorului, sistemul Valvetronic, face din aceasta primul motor din lume fără obturator, funcția sa fiind înlocuită de ridicarea variabilă a supapelor de admisie. Această inovație reprezintă un salt în istoria motoarelor cu ardere internă, comparabil, ca semnificație, cu trecerea de la carburator la sistemul de injecție, de la managementul mecanic al motorului, la cel electronic.Avantajul constă in reducerea semnificativă a consumului de combustibil, combinată cu o scădere a emisiilor poluante, precum si un răspuns mai bun al motorului. Până acum, procesul de control al distribuției gazelor unui motor cu aprindere comandată a fost un compromis intre putere și cuplu, pe de o parte, și consum de combustibil, emisii și confort, pe de altă parte. Comanda variabilă a supapelor a culminat cu sistemul Vanos, produs de BMW, ca cea mai sofisticată tehnologie de acest tip, care reduce compromisul la minimum, dar nu poate furniza o soluție completă și multilaterală. Aceasta deoarece clapeta obturatoatre (clapeta de aer) face imposibilă reducerea consumului peste o anumită limită, pentru că se obstrucționează admisia liberă a aerului în motor, pentru o gamă largă de regimuri de funcționare. Pentru a recapitula acest aspect, amintim că obturatorul controlează sarcina motorului. Fără obturator, motorul ar funcționa la sarcină maximă. Atunci când clapeta de aer nu este complet deschisă, se produce o scădere de putere și o creștere de consum, datorată rezistenței gazo-dinamice introduse de obturator. Deși Vanos este capabil să regleze momentele de deschidere și închidere ale supapelor, această opțiune de control a motorului are unele limite.
Fig. 1.20. Schema de principiu al sistemului Valvetronic
Specialiștii de la BMW au reușit să obțină efectul produs de obturator prin înlocuirea acestuia cu un sistem de ridicare variabilă a supapei de admisie, creând
astfel primul sistem de distribuție variabilă totală, utilizabil la un automobil de serie. Denumit Valvetronic, sistemul are la bază distribuția variabilă Vanos. Acum, sistemul adițional de ridicare variabilă a supapei de admisie ajustează acțiunea efectivă a camei și, în consecință, aria orificiului oferit de supapa de admisie și durata de deschidere, în funcție de cerințele specificate implicate. Reducerea consumului de combustibil, realizată de conceptul de control al sarcinii fără obturator, este de aproixmativ 10%, conform ciclului EU, și de cel puțin 10%, în condiții normale de conducere.Economia crește cu atât mai mult cu cât șoferul utilizează motorul la sarcini și turații reduse. Potențialul oferit de Valvetronic este mult mai mare decât la alte sisteme de distribuție variabilă.
În principiu, Valvetronic este format din următoarele componente: arborele de distribuție al supapelor de admisie, opt pârghii intermediare și un arbore excentric. Acest modul preasamblat este plasat în chiulasă. Grație Valvetronic, arborele de distribuție nu acționează direct asupra culbutorilor, ci prin intermediul unei pârghii intermediare. Spre deosebire de culbutori, care sunt poziționați orizontal sub arborele de distribuție, pârghiile intermediare sunt așezate vertical, lângă arborele de distribuție. Ele sunt prevăzute, în partea de mijloc, cu o rolă care urmărește profilul camei. Partea de jos a acestora se sprijină pe rola culbutorului, iar cea de sus pe un arbore excentric, tot prin intermediul unei role.
Fig 1.21. Succesiunea etapelor de concepere a sistemului
Când arborele de distribuție se rotește, pârghia intermediară se mișcă asemeni unui pendul. Pentru a converti această mișcare orizontală într-una verticală, pârghia are un contur cu o formă complexă, comparabilă, la prima vedere, cu un bumerang; jumătatea liniei de contur se mișcă paralel cu culbutorul, cealaltă jumatate este sub un mic unghi. Numai când partea înclinată a conturului acționează asupra rolei culbutorului, apăsandu-l în jos în timpul procesului, supapa de admisie se deschide. Datorită raportului de transmisie al pârghiei, numai jumătate din conturul întregului bumerang este sesizată de către culbutor. Punctul de început și cel de sfarșit al
acestei jumătăți este determinat de punctul de pivotare al pârghiei. Aici intră în rol arborele excentric, comandat de un electromotor.
Fig 1.22. Electromotorul de actionare a sectorului dințat
Atunci când presează pe rola superioară a pârghiei intermediare spre arborele de distribuție, punctul de pivotare și, corespunzător, zona efectivă a conturului bumerangului se schimbă în consecință. Aceasta înseamnă că înalțimea de ridicare a supapei de admisie poate varia între poziția închis(doar teoretic) și poziția de deschidere maximă, acesta fiind principiul de baza al sistemului Valvetronic.Înalțimea de ridicare a supapei variază între 0 și 9,7 mm. Motorul electric care reglează arborele excentric, prin intermediul unui angrenaj melcat, are nevoie de doar 300 de milisecunde pentru a se mișca de la poziția de ridicare minimă la cea maximă. În plus, există și posibilitatea sistemului Vanos, de a roti arborii de distribuție ai supapelor de admisie și ai celor de evacuare într-un interval de regaj de 60 de grade RAC.
Fig 1.23. Cursa supapei
Pentru realizarea reglajelor sunt necesare sisteme de control extrem de puternice. De aceea, Valvetronic are propriul său computer, conectat cu unitatea centrală a
motorului, ambele însumând o capacitate de 1,6 Mb.Toate părțile în mișcare ale sistemului de comandă a supapelor sunt optimizate pentru a se reduce masa totală la 82 grame pentru fiecare supapă, stabilind, în același timp, un record în materie de fricțiune, prin utilizarea rolelor. Valvetronic nu opereză numai cu precizia unui ceasornic, ci este fabricat și cu această precizie. Pârghiile intermediare sunt turnate
printr-un proces special și apoi prelucrate cu o precizie întâlnită până acum doar în fabricarea sistemelor de injecție ale motoarelor diesel. Astfel, forma particulară a pârghiei- conturul bumerangului- este finisată cu o precizie de 8 miimi de milimetru.
Un alt avantaj al Valvetronic este că oferă un consum de combustibil comparabil cu cel obținut de motoarele pe benzină cu injecție directă, dar fără compromisuri în termeni de emisie. Din acest motiv nu reclamă tehnologia de management a emisiilor poluante, ca motoarele cu injecție directă. Un alt avantaj este că motorul cu Valvetronic nu necesită combustibil fără sulf, ca motoarele cu injecție directă, și atinge nivele înalte de economicitate, utilizând toata gama de cifre octanice existentă.În afară de aceste remarcabile beneficii în termeni de economie de combustibil, conceptul Valvetronic oferă și alte avantaje:
-pornire excelentă la rece ;
-mers liniștit al motorului ;
-un răspuns direct și spontan niciodată atins pană în prezent.
Aceste beneficii sunt atribute ale caracteristicilor fundamentale ale noii tehnologii BMW: la sarcini parțiale, motorul Valvetronic lucrează cu ridicări ale supapei de admisie relativ mici, de aproximativ 0,5-2 mm. Când ridicarea supapei este atât de mică, combustibilul intră în camera de ardere printr-un orificiu îngust, permițând (numai datorită vitezei de curgere) ca amestecul aer / combustibil să se atomizeze în mod ideal, chiar și în cazul motorului rece. Pulverizarea fină a combustibilului este, de asemenea,condiția necesară pentru o aprindere și o ardere rapidă și eficace. În plus există și avantajul mersului liniștit la sarcini parțiale, deoarece supapele se mișcă ușor în aceste condiții. Încă un avantaj este spontaneitatea cu care raspunde motorul când șoferul apasă accelerația. Aceasta se datorează faptului că managementul sarcinii motorului se realizează chiar la nivelul camerei de ardere, eliminându-se întârzierea între momentul apasării accelerației și răspunsul motorului.
Fig 1.24. Diagrama de moment
1.5.3.2. Sistemul de distribuție VTEC – Honda
Acest tip de sistem propus de Honda este capabil nu numai sa asigure faze variabile de distribuție ci și înălțimi maxime de ridicare a supapei. Acționarea celor 4 supape pe cilindru se face prin intermediul a 6 came . La sarcini și turații reduse
acționează numai camele numite primară și secundară situate de o parte si de alta a camei principale, care acționează la sarcini si turații mari. Scoaterea din funcțiune a camelor pentru regimuri joase e prin solidarizarea culbutorilor cu ajutorul unui piston plunjer a cărei comanda se efectuează automat, în funcție de sarcina si turația motorului. Soluția conduce la o creștere a puterii maxime cu 23% și a cuplului maxim cu 7%. În tot domeniul de variație a turației cuplul este superior celui de la motorul cu sistem de distribuție convențional. Pentru realizarea unei bune flexibilități a motorului s-a sacrificat optimizarea fiecărei came în parte in folosul continuității în funcționare la trecerea de la utilizarea unei came la celelalte.
Fig 1.25. Ridicarea supapelor
1.5.3.3. Sistemul de distributie MultiAir
De-a lungul timpului s-au facut studii pentru eliminarea arborilor cu came și acționarea prin alte metode a supapelor. Încercarile de a acționa electromagnetic supapele ar impune trecerea instalatiilor electrice ale autovehiculelor la tensiuni superioare (42 V) din cauza puterilor mari ale electromagneților, apărând probleme
de incompatibilitate cu o sumedenie de echipamente. În prezent, la motoarele de Formula 1, deschiderea supapelor se face prin arbori cu came (obligatie
regulamentară) însa readucerea supapelor in pozitia “închis” este realizată pneumatic și nu cu arc.
Fiat este primul constructor care a introdus în producția de serie un motor la care acționarea supapelor de admisie este realizată fără utilizarea unui arbore cu came.
Acest sistem, denumit Multiair, a fost introdus in anul 2009 pe modelul Alfa-Romeo Mito. Acesta are un arbore cu came (1) pentru acționarea supapelor de evacuare
(2), prevăzut în plus cu câte o cama (3) care, printr-un mecanism hidraulic, actionează fiecare pereche de supape de admisie (5) ale unui cilindru. Deschiderea acestora este controlată electronic, urmărind fidel profilul camei atunci când electrovalva (8) este închisă. Fiind posibilă obținerea unor înalțimi de ridicare a supapelor variabile, de la 0 la ridicarea maximă (ca și in cazul Valvetronic), nici motoarele MultiAir nu au clapeta de accelerație. Este posibilă de asemenea realizarea unor momente de deschidere și închidere ale supapelor diferite între limitele ridicării camei.
Fig.1.26.
Funcționarea sistemului se bazează pe existența unei came (3) pe arborele de distribuție (1) al supapelor de evacuare (4). Prin antrenarea pompei (9), această cama generează presiune hidraulică transmisă în sistemul de acționare a supapelor de admisie care poate direcționa uleiul sub presiune prin intermediul electrovalvei (8) pentru acționarea supapelor de admisie în sensul deschiderii sau închiderii. În cazul în care presiunea uleiului nu este utilizată în timpul generarii sale de către camă, ea va fi stocată de catre acumulatorul hidraulic (10), de unde va putea fi utilizată pentru acționarea supapelor chiar și după ce s-a încheiat acțiunea camei (3) asupra pompei(9).
1.6. Concluzii privind influențele mecanismului de distribuție asupra performanțelor motoarelor
Funcționarea mecanismului de distribuție a motoarelor cu ardere internă influențează în mare măsură parametrii tehnico-energetici ai motoarelor.
Uzură, imperfecțiunile de fabricație, deformarea unor piese din lanțul cinematic al distribuției ori dereglările fac ca aceste faze să se modifice înrăutățind procesele de golire și umplere ale cilindrilor motorului. Este de reținut faptul că mici modificări ale cursei supapei provoacă la începutul și sfârșitul mișcării acesteia mari decalaje unghiulare.
De aceea, este foarte importantă buna funcționare a tuturor elementelor mecansimului de distribuție. În caz contrar, acest lucru are implicații asupra funcționării corespunzătoare a motorului autovehiculului, fapt care se răsfrânge în cele din urmă și asupra mediului înconjurător cu implicațiile negative corespunzătoare ce derivă dintr-un mai mare grad de poluare și un consum mai ridicat de combustibil.
Utilizarea mecanismelor de variere a fazelor de distribuție influențează semnificativ performanțele motorului, precum și comportarea acestuia la ralanti.
Utilizarea distribuției variabile este impusă și de nevoia reducerii emisiilor poluante. Durata suprapunerii deschiderii simultane a supapelor de admisie și evacuare, controlabilă cu distribuția variabilă, influențează semnificativ cantitatea de gaze reziduale care evoluează în ciclul următor și prin aceasta și comportarea din punct de vedere al emisiilor poluante.
2.1. Alegerea parametrilor inițiali
Puterea nominală Pn= 180KW 245 CP
Turatia nominală nn= 6500 rot/min
Numărul de cilindrii i=4 linie
Parametrii inițiali:
Tk= 353 K temperatura inițială
pk= 1.53 *10⁵ N/m² presiunea inițială
Tr= 1000 K 900-1000 temperatura gazelor reziduale
pr= 1.2 *10⁵ N/m² {1,05…1,25} presiunea gazelor reziduale
λ= 0.9 {0,85…1} coeficientul de exces de aer
ε= 10 {7,5…11} raportul de comprimare
2.2 Parametrii procesului de schimbare a gazelor
Se adoptă:
pa= 0.715 *10⁵ N/m2 {0,7…0,9} presiunea la sfârșitul admisiei
ΔT= 37 K {15…40} preîncalzirea amestecului
yp= 1.05 {1,05…1,2} coeficient de postumplere
Se determină prin calcule:
Coeficientul gazelor reziduale:
0.0741
Temperatura la sfârșitul admisiei:
432.134 K
Coeficientul de umplere:
2.3.Parametrii procesului de comprimare
Se adoptă: 1.34 {1,32…1,39} coeficient politropic de comprimare
Presiunea la sfârșitul comprimării :
156424 =15,6*10⁵ N/m²
Temperatura la sfârșitul comprimării:
945.4 K
2.4. Calculul parametrilor procesului de ardere
Se adoptă:
compoziția benzinei
compoziția benzinei
compoziția benzinei
puterea calorică inferioară
coeficientul de utilizare a caldurii
masa molara a combustibilului coeficient de crestere a presiunii
Aerul minim necesar arderii combustibilului este:
0.50734127 kmol aer/kg combustibil
Cantitatea reală necesară arderii combustibilului:
0.456
Cantitatea de încârcătură proaspată, raportată la 1 kg combustibil va fi:
0.465
Coeficientul teoretic de variație ,molară a încărcăturii proaspete pentru λ<1 este:
1.845
Coeficientul real de variație molară a încărcăturii proaspete:
1.786
Caldura specifică molară medie a amestecului inițial este:
36.45
Caldura specifică molară medie a gazelor de ardere pt λ<1 este:
Caldura specifică degajată de arderea incompletă va fi:
37400 kJ/kg
Temperatura la sfârșitul arderii:
=
-0.0049 -37.04164 + 100759.13 =0
= 3381.82
Tz₁ = 2116.89
Presiunea la sfârșitul arderii:
6258481.092
Tinând cont de rotunjirea diagramei:
5006784.873
Gradul de creștere a presiunii:
4.0009
Gradul de destindere prealabilă se calculează din:
1.333
2.5. Parametrii procesului de destindere
Se adoptă: 1.25
Presiunea la sfârșitul destinderii:
351940.3
Temperatura la sfârșitul destinderii:
1190.4 K
2.6. Determinarea parametrilor principali ai motorului
Se adoptă: coef de rotunjire a diagramei 0.96 randamentul mecanic 0.8
2123 *10³ = 2123000
2038080 20.38
Randamentul indicat al motorului este:
0.418
Presiunea medie efectivă:
16.304
Randamentul efectiv al motorului va fi:
0.334
Consumul specific efectiv de combustibil :
0.247347878 kg/kWh = 247.3 g/kWh
2.7. Caracteristica externă
Puterea efectivă:
Consumul specific:
Consumul orar:
Momentul motor:
Constante:
2.8. Dimensiunile fundamentale ale motorului
Se adoptă raportul cursă-alezaj:
0.9
Capacitatea cilindrică necesară va fi:
0.51 l
Se determină alezajul și cursa:
0.896 m =90 mm
81 mm
Viteza medie a pistonului:
17
Cilindreea totală a motorului va fi:
2 l
Puterea litrică a motorului va fi:
88.31
2.9. Diagrama indicată a motorului
Volumul la sfârșitul cursei de admisie:
0.57
Volumul la sfârșitul compresiei:
0.0566
D=0.090 m pk=153000 N/m²
S=0.081 m Pa=71500 N/m²
Ap=0.0063 m² pr=120000
Vz=0.075 l pz=6258481.092
Vc=0.056 l p'l=2123000
Se adoptă:
30°RAC =0.524 rad – unghi de avans la aprindere
60°RAC =1.047 rad – unghi de avans la deschiderea de eacuării
1/1.36 = 0.278 – raportul dintre raza manivelei și
lungimea bielei
2.10. Calculul cinematic al mecanismului bielă-manivelă
α unghiul de rotație al manivelei
β unghiul de înclinare al axei bielei
ω viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit
S cursa pistonului
R raza manivelei
L lungimea bielei
λ raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei
680.33 rad/s
40.35 mm
0.278
β max= 15°
145.25 mm
0.006314308 m²
Deplasarea pistonului:
Volumul cilindrului la un moment dat:
Viteza pistonului:
-unghiul de viteză maximă
Accelerația pistonului:
2.11. Calculul dinamic al mecanismului bielă-manivelă
Prin calculul dinamic al mecanismului bielă – manivelă se urmărește determinarea mărimii și caracterului variației sarcinilor care acționează asupra pieselor motorului . Cercetările în detaliu sunt foarte complexe din cauza regimului variabil de funcționare . De aceea se folosesc relații simplificate obținute în ipoteza unei viteze unghiulare constante a arborelui cotit și la regim stabilizat.
Forțele care acționează în mecanismul bielă – manivelă
Asupra mecanismului bielă – manivelă , acționează forțele date de presiunea gazelor din cilindru și forțele de inerție ale maselor mecanismului aflate în mișcare . Forțele de frecare vor fi considerate neglijabile . Forțele de inerție sunt constituite din forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare alternativă de translație și forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare de rotație. Pentru calculul organelor mecanismului biela – manivelă , al sarcinilor din lagare , pentru cercetarea oscilațiilor de torsiune , etc , trebuie determinate valorile maxime , minime și medii ale acestor forțe. De aceea mărimile forțelor se vor determina pentru o serie de poziții succesive ale mecanismului, funcție de unghiul de rotație al arborelui cotit. Pentru determinarea forțelor din elementele mecanismului bielă – manivelă este recomandabil să se inceapă cu determinarea forțelor care actionează după axa cilindrului , cercetând separat forțele de presiune a gazelor și forțele de inerție.
Forțele și momentele care acționează în mecanismul bielă-manivelă
2.12. Forța de presiune a gazelor
Forța dată de presiunea gazelor pe piston se determină cu relația:
Ap – aria suprafeței capului pistonului;
pg – presiunea gazelor în cilindru după diagrama indicată;
p0 – presiunea mediului ambiant;
0.00631 m²
Forța de presiune a gazelor este îndreptată după axa cilindrului și poate fi considerata în axa bolțului de piston. Această fortă este considerată pozitivă când este orientată spre axa arborelui cotit și negativă când este orientată invers.Calculul valorilor forței de presiune a gazelor se face tabelar. Se construește curba Fg=f(α).
2.13. Forțele de inerție
Forțele de inertie sunt produse de masele aflate în mișcare accelerată și anume:piston asamblat (piston, bolț, segmenti, siguranțele bolțului ), biela și arbore cotit. Forțele de inerție sunt îndreptate în sens opus accelerației și sunt date de formula generală:
m – masa elementelor în mișcare , în
a – accelerația maselor , în
În funcție de felul mișcarii elementelor mecanismului motor distingem urmatoarele:
a) Forțe de inerție produse de masele elementelor aflate în mișcare de translație(Fj)
b) Forțe de inerție produse de masele neechilibrate ale elementelor aflate în mișcare de rotație( Fr )
Forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație
Aceste forțe sunt produse de masele pistonului asamblat(piston , segmenti , bolt și siguranțele acestuia) și o parte din masa bielei și sunt considerate concentrate în axa bolțului .
Determinarea forțelor de inertie ale maselor aflate în mișcare de translație se face cu relația :
mj – masele piselor în mișcare de translație
ap – accelerația pistonului
Masele aflate în mișcare de translație se determină cu relația următoare :
mp – masa pistonului asamblat , în
m1b – masa bielei concentrată în axa bolțului și care se consideră că execută mișcare de translatie , în
Forțele de inerție Fj se pot exprima , tinând seama de expresia accelerației pistonului pentru mecanismul bielă – manivelă axat .
Calculul valorilor forțelor Fj se face tabelar și se construește curba
Forțele de inerție ale maselor in mișcare de rotație
Aceste forțe sunt produse de o parte din masa bielei și masa neechilibrată a unui cot al arborelui cotit (masa manetonului și masele reduse ale celor doua brațe ).
Forțele de inerție ale maselor în mișcare de rotație se determină cu relațiile :
forța centrifugă
forța tangențială
mr -masa de mișcare de rotație ,
R – raza manivelei, în [m]
ω – viteza unghiulară a arborelui
În cazul vitezei unghiulare constante , , deci forțele tangențiale sunt nule. În consecință, forțele de inerție ale maselor în mișcare de rotație sunt forțele centrifuge ce acționează pe direcția razei manivelei și rămân constante ca mărime.
2.14. Masele pieselor în mișcare ale mecanismului bielă – manivelă
Pentru simplificarea calculelor, masele pieselor în mișcare pot fi înlocuite cu mase reduse concentrate în articulațiile mecanismului bielă – manivelă. Masa bielei este considerată ca fiind concentrata în cele două axe în care este articulate, respectiv în axa ochiului bielei (m1b) și în axa capului bielei (m2b ). Componenta m1b a masei bielei se consideră că execută mișcare de translație și este luată în calculul forței de inerție Fj.A doua componentă m2b se adaugă maselor rotitoare ale mecanismului. Pentru majoritatea motoarelor de autovehicule , repartizarea masei bielei pe cele două componente este:
sau cu suficientă aproximație :
În aceste conditii, masa elementelor aflate în mișcare de translație alternativă se poate determina cu relația :
mp – masa pistonului asamblat
mb – masa bielei
Masele rotitoare mr, sunt constituite din masa fusului maneton mm, masa bratului de manivelă redusă la raza R și componenta m2b a bielei , adică:
Masa brațelor manivelei având centrul de masa la raza r fața de axa arborelui cotit, se poate reduce la raza R a manivelei pornind de la egalitatea :
de unde se obține :
ρ – reprezintă distanța de la axa arborelui cotit la centrul de greutate al brațului
Masele constructive ale pistonului și bielei:
2.15. Forțele rezultate din mecanismul bielă – manivelă
Prin însumarea algebrică a forțelor de presiune a gazelor Fg și forțelor de inerție Fj ,determinate pentru diferite poziții ale manivelei , se obtin valorile forței sumare care acționează în lungul axei cilindrului.
Calculul forței F se face se face tabelar și se construiește curba F=f(α)
Forța F aplicată în axa bolțului se descompune în două componente, una de sprijin , normală pe axa cilindrului (N) și una după axa bielei (B):
2.16. Diagrame
Cap 3. Calculul organologic al motorului
3.1. PROIECTAREA BLOCULUI MOTOR
La proiectarea blocului motor se va avea în vedere că rigiditatea motorului poate fi obținută prin următoarele metode: nervurarea pereților transversali în special în zona de sprijinire a arborelui cotit; mărirea numărului de lagăre al arborelui cotit; prin turnarea într-o piesă monobloc a blocului cilindrilor cu carterul; prin utilizarea soluției de carter tunel.
3.1.1. Blocul motor al motorului răcit cu lichid
La motoarele răcite cu lichid cilindrii sunt grupați în blocul cilindrilor care împreună cu carterul se constituie într-o singură piesă.
Blocul motorului este proiectat cu cilindri demontabili uscate (bucșate).
Blocul cu cilindri demontabili prezintă o serie de avantaje față de blocul cu cilindri nedemontabili dintre care cele mai importante sunt: confecționarea cilindrilor din materiale cu calități superioare de rezistență la uzură; simplificarea turnării blocului motor; menținerea blocului în cazul uzurii sau defectării unuia din cilindri; reducerea tensiunilor termice ale cilindrului; se ușurează remedierea în cazul uzurii cilindrilor în exploatare. Cilindrul uscat se montează cu strângere sau liber în cilindrul prelucrat în bloc, astfel că el nu este udat de lichidul de răcire.
Utilizarea cilindrului demontabil de tip uscat mărește rigiditatea blocului motor ceea ce determină mărirea durabilității mecanismului motor.
Blocul motor se va executa din fontă.
Lungimea cilindrului este determinată ținând seama de condiția ca mantaua pistonului să nu depășească marginea inferioară a cilindrului cu mai mult de 10-15 mm.
Pentru a asigura rigiditatea necesară pereții blocului motor se nervurează atât la interior cât și la exterior astfel încât aceasta se constituie sub formă de corp zăbrelat.
Schema dispuneri nervurilor blocului motor
Forma carterului se stabilește pornind de la traiectoria descrisă de punctele exterioare ale bielei în mișcarea sa.
Schema stabilirii formei carterului blocului motor
Grosimea pereților se adoptă cât mai subțiri posibil deoarece nervurile preiau tensiunile din timpul funcționării. Se recomandă pentru blocurile din fontă grosimi de perete de 4…5 [mm] și 6…8 [mm] pentru blocurile din aliaje de aluminiu.
Se adoptă grosimea de perete 6 mm.
La proiectarea plăcii superioare se va avea în vedere că bosajele pentru șuruburile chiulasei și șuruburile pentru capacele lagărelor paliere să fie cât posibil colineare. Diametrul șuruburilor pentru chiulasă se situează între 8…12 [mm], iar adâncimea de înșurubare este (1,5…2,0)dșurub pentru bloc din fontă și de (2,5…3,0)dșurub pentru bloc din aliaj de aluminiu.
Se adoptă diametrul șuruburilor 10 mm.
Se adoptă adâncimea de înșurubare de 25 mm.
Lagărele arborelui cotit sunt lagăre suspendate.
Capacele lagărelor se centrează lateral în bloc, înălțimea de centrare fiind de 15…30 [mm] pentru blocul din aliaj de aluminiu.
Se adoptă înălțimea de centrare de 20 mm.
În blocul motor se amplasează o parte din canalizația instalației de ungere. Rampa de ulei străbate întregul bloc și este amplasată în general la baza cilindrilor având diametrul de 12…14 mm; din ea pornesc ramificații către lagărele paliere, lagărele arborelui cu came și axul culbutorilor, diametrul acestora fiind de 6…8 [mm].
Se adoptă diametrul la baza cilindrilor de 12 mm.
Se adoptă diametrul ramificațiilor de 6 mm.
Pe suprafețele laterale ale blocului motor se prevăd bosaje pentru asamblarea organelor anexe.
3.2. Proiectarea și calculul cămășii de cilindru (cilindrului)
Se adoptă ca solutie constructivă camasa de cilindru uscată.
Din calculul termic a rezulatat:
• valoarea alezajului:
D = 90 mm
• presiunea la sfarsitul arderii pg:
pg= 62.5 *10⁵ N/m² =6.25 N/mm²
R1=D/2+0.5 = 45.5
R2=R1+2= 47.5
R3=R2+3= 50.5
Presiunea de strangere intre cilindru si bloc, p= 4 [
Tensinile ce apar la montarea camasii uscate presate:
Deformația sumară produsă de presiunea (p) de strângere poate fi redată prin expresia:
=0.142
Se adoptă: 1.5 mm
Pentru a se realiza strângerea adoptată, diametrul exterior al cămășii se calculează:
95 mm
Grosimea pereților se adoptă din condiții de rigiditate.
d=0,06D+2= 7.4 mm
Tensiunile care apar în pereții blocului și ai cămășii sub influența presiunii de strangere:
1.Tensiunile care apar datorită presiunii de strângere (p):
a) camasa cilindrului
– la interior: -97.043
– la exterior: = 37.604
b)cilindri din bloc
– la interior: =65.394
– la exterior: =37.604
Pe baza teoriei tensiunii tangențiale maxime se calculează tensiunea maximă:
34.697
2. Tensiunile care apar datorită presiunii gazelor:
a) la interiorul cămășii:
145.379
b) la suprafața de separație dintre exteriorul cămășii și suprafața interioară a cilindrului din bloc:
53.912
c) la exteriorul cilindrului din bloc:
57.425
3.2.1. Elemente de etanșare a cilindrilor
Etanșarea cilindrului la partea superioară fața de gazele arse se realizează cu garnitura de chiulasă iar față de lichidul de răcire în partea inferioară cu garnituri a caror formă depinde de solutia constructivă adoptată.
Garnitura de chiulasă
Se deformează sub efectul de strangere a chiulasei, în timpul arderii când presiunea gazelor tinde să indeparteze chiulasa, materialul garniturii trebuie să
posede o elasticitate suficientă pentru a urmarii deplasarea chiulasei si, să nu se compromită etanșarea. Temperaturile înalte cu care vine în contact garnitura de chiulasă nu trebuie să afecteze rezistența și elasticitatea materialului.
În funcție de materialul din care se confectionează garnitura de chiulasă acesta poate fi: metalopastică, plastică sau metalică.
În cazul de fată ca solutie constructivă se alege pentru etanșarea chiulasei cu blocul motor garnitura de chiulasă metaloplastică.
Garnitura metaloplastică este constituită dintr-o foaie de azbest armată cu o țesatură din fire metalice sau o placa (inima) din cupru sau otel cu conținut scăzut de carbon. Protecția garniturii contra gazelor arse se realizează prin bordurare cu tabla din cupru sau aluminiu. La unele garnituri se bordurează și orificiile de trecere ale lichidului de răcire.
Orificiile garniturii pentru circulația uleiului și lichidului de răcire se execută cu diametre mai mari cu 2…3 [mm] față de cele din bloc sau chiulasă pentru a se elimina efectul de diafragmă la curgerea acestora. Orificiile pentru șuruburile (prezoanele) de chiulasă sunt cu 1…2 [mm] mai mari decât diametrul acestora.
Etanșarea față de lichidul de răcire
Etanșarea față de lichidul de răcire se realizează cu inele din cauciuc montate in canale executate în cămașe.
Se alege inel O cu diametrul secțiuinii d:
d = 4mm
Dimensiunile canalului de etanșare:
• Lațimea canalului b:
b = 5.4 mm
• Adâncimea t:
t = 3.5 mm
3.3. Proiectarea și calculul pistonului
3.3.1. Dimensiunile principale ale pistonului:
Din punct de vedere constructiv, ansamblul piston, are următatoarele elemente funcționale:
1- camera de ardere
2- capul
3- bosajele pentru bolț
4- fusta
5- inserțiile de otel sau fontă
6- bolțul
7- siguranțele bolțului
8- segmenții
Elementele dimensionale ale capului pistonului pentru motorul cu aprindere prin scânteie.
D- diametrul cilindrului
DB- diametrul exterior al bolțului
HFS – înălțimea de protecție a segmentului de foc;
HRF – înălțimea zonei "port-segmenți";
HRB – distanța de la generatoarea alezajului pentru bolț la marginea inferioară a canalului segmentului de ungere;
Hk – distanța de la axa bolțului la partea
superioară a capului pistonului;
3.3.2. Calculul pistonului
Se alege piston cu capul plat ,datorită simplității constructive și suprafeței minime de schimb de căldură.
Modulul de elasticitate: E=7500 [daN/mm²]
Duritatea Brinell: 90…120 HB la 293 [K]
70…90 HB la 423 [K]
30…40 HB la 523 [K]
Rezistența de rupere la tracțiune: • la 293 K: 20…25 [daN/cm²] la 293 [K]
• la 423 K: 18…23 [daN/cm²] la 423[K]
• la 523 K: 10…15 [daN/cm²] la 523 [K]
Rezistența de rupere la oboseală:• la 293 K: 8…12 [daN/cm²] la 293 [K]
• la 573 K: 5 [daN/cm²] la 523 [K]
Densitatea ρ = 2,68…2,70 [kg/dm³]
3.3.3. Calculul pistonului la solicitări mecanice
3.3.3.1. Calculul capului pistonului
Pistonul se schitează în raport cu soluțiile constructive alese. Dimensiunile alese se adoptă pe baza datelor statistice:
• Lungimea pistonului H
H = 0,800…1.100∙D = 76.5 mm
se adoptă : H = 80 mm
• Lungimea mantalei L
L = 0,500…0,8000∙D = 49.5 mm
se adoptă : L = 50 mm
• Înalțimea de compresie ll
ll = 0,500…0,700∙D = 58.5 mm
se adoptă: ll = 59 mm
• Înalțimea de protecție a segmentului de foc h
h = 0,060…0,120∙D = 9 mm
se adoptă: h = 9 mm
• Grosimea flancului hc
hc = 0,035…0,045∙D= 3.6 mm
se adoptă: hc = 4 mm
• Grosimea capului δ
δ = 0,080…0,100∙D= 7.65 mm
se adoptă: δ = 8 mm
• Distanța dintre bosajele alezajului bolțului b
b = 0,250…0,400∙D = 31.5 mm
se adoptă: b = 32 mm
Capul pistonului se verifică în ipoteza că acesta este o placa circulară încastrată pe contur, de grosime constantă, încarcată cu o sarcina uniform distribuită, dată de presiunea maximă a gazelor din cilindru:
246.660
unde: di – diametrul interior al capului pistonului [m];
σrl – unitar(σa=200…300*10⁵ [N/m²] pentru aluminiu);
pgmax – presiunea maximă a gazelor din cilindrul motorului [N/m²].
Se adoptă σrl = 250 *10⁵ [N/m²]
0.03695042 m
di = 36.95042 [mm]
Se adoptă di = 37 [mm]
• Diametrul fundului segmentului d:
d = D – 2 ∙( jr + t ) = 82.4 mm
t = grosimea radiala a segmentului 2…4mm
t = 3 mm
jr = jocul radial al segmentului jr = 0,8 mm
jr = 0.8 mm
3.3.3.2. Calculul profilului pistonului:
• temperatura cilindrului :150……350 ⁰C
Tc = 200 ⁰C = 473.15 K
• temperatura capului pistonului : 200….. 300 ⁰C
Tp = 250 ⁰C = 523.15 K
• temperatura mediului ambiant (motor rece):
To = 288 K
• coeficient de dilatare termică al materialului:
• Camașii (fontă): αc = (10…12) ∙10-6 1/K
αc = 10.7 ∙10-6 1/K
• Pistonului (Aluminiu): αp = (20…21,5) ∙10-6 1/K
αp = 20 ∙10-6 1/K
Pentru asigurarea unei funcționări normale a pistonului este necesar ca jocul relativ în stare caldă, dintre piston și cilindru, să fie în limitele următoare:
φ's = 0,002…0,003 în zona superioară a pistonului
φ's = 0.0025 mm
φ'i = 0,001…0,002 în zona inferioară a mantalei
φ'i = 0.0015 mm
Jocurile diametrale in stare caldă în zona superioară și inferioară
0.23 mm
0.14 mm
Diametrul pistonului la cald la partea superioară:
Dp = D – Δ's = 89.78 mm
Diametrul exterior al pistonului în stare rece la partea superioară și partea inferioară
89.532 mm
89.621 mm
Jocurile diametrale în stare rece în zona superioară și inferioară
0.47 mm
0.38 mm
3.3.3.3. Calculul zonei port-segmenti
Umărul canalului pentru segment este supus la solicitări de încovoiere și forfecare de către forța de presiune a gazelor scăpate prin interstițiul dintre piston și cămașa cilindrului, care actionează asupra segmentului.
Valorile eforturilor unitare se calculeaza astfel:
• la încovoiere:
12 Mpa
pgmax= 6.25 N/mm²
R= 44.8875 mm
unde: • Rp raza pistonului [mm]
• r raza fundului pistonului [mm]
• Mi momentul incovoietor care solicita umarul canalului segmentului
• Wz modulul de rezistenta la incovoiere
• hc= 4 mm
44.8875 mm
41.2 mm
• la forfecare:
5 Mpa
unde: pg – presiunea maxima
pg = 6.25 N/mm²
• efortul unitar echivalent:
15 Mpa
σech = 32 Mpa < σecha=45 Mpa
În regiunea port-segment, secțiunea A-A (fig.) din dreptul segmentului de ungere este redusă din cauza orificiilor pentru evacuarea uleiului.Ea se verifică la compresie:
157 ∙10⁵
unde : AA – aria secțiunii reduse
2512.462 mm²
σc =160∙105 [N/m²] < σac = 200…450∙105 [N/m²]
Cunoscându-se coeficientul de dilatare termică al materialului pistonului, modulul de elasticitate și alți factori, se poate calcula grosimea peretelui pistonului în zona port-segment, respectiv diametrele.
Pentru partea superioară a capului pistonului:
37 [mm]
unde : l = distanța de la fundul pistonului la generatoarea alezajului bolțului [mm].
l= 39.5 mm
pme = presiunea medie efectivă
pme = 16.304 *10⁵ [N/m²]
pme = 1.6304 [N/mm²]
Pentru partea inferioară a zonei port-segmenți
55.084 [mm]
unde :
l' = distanta de la planul care delimiteaza zona port-segment si generatoarea alezajului pentru bolt [mm].
l' = 11mm
pme = presiunea medie efectivă
pme =1.6304[N/mm²]
3.3.3.4. Calculul mantalei pistonului
Presiunea specifică pe mantaua pistonului pentru a preveni întreruperea pelicului de ulei, nu trebuie să depasească o anumita valoare determinată conventional:
0.868011696 N/mm²
unde:
Nmax – forta normala care actioneaza intr-un plan perpendicular pe axa boltului [N]
Nmax = 4284.53 N
LN – lungimea mantalei [mm]
LN = 50 mm
• Aev – aria suprafeței proiectată pe un plan normal pe axa bolțului [mm²]
9424.777 mm²
94.247
Grosimea peretelui mantalei respectiv diametrele interioare se determină cu urmatoarele relații:
-în planul axei bolțului
81.309 mm
unde :
l1 = distanta de la partea inferioara a pistonului la axa boltului [mm];
l1 = 21 mm
pme = presiunea medie efectivă
pme =1.6304 N/mm²
– la partea de jos a mantalei
81.867 mm
unde :
l1' = distanța de la partea inferioară a pistonului la planul în care se calculează grosimea mantalei [mm];
l1' = 30 mm
pme = presiunea medie efectivă
pme =1.6304 N/mm²
3.3.3.5. Calculul jocurilor segmentului în canal
Grosimea segmentului, b:
1.353 mm
unde:
• K – constanta
K = 0.08
• pgmax – presiunea maxima din cilindru [daN/mm²]
• σa – efortul unitar admisibil, σa = 5,5…6,5 [daN/mm²]
σa = 5.5 [daN/mm²]
Distanța dintre segment și umarul de piston ja:
ja1 = 0.207306186 mm
ja2 = 0.064574439 mm
ja3 = 0.097426703 mm
unde :
• f-constantă
f1 = 0.075 [mm] pt segmentul de foc
f2 = 0.028 [mm] pt ceilalți segmenți de compresie
f3 = 0.046 [mm] pentru segmenții de ungere
• t – grosimea radială a segmentului [mm]
t = 3 mm
• b – grosimea axială a segmentului [mm]
b = 1 mm
• αAl – coeficientul de dilatare pentru materialul pistonului [1/K]
• T temperatura segmentului de foc [K]
T = 240 ⁰C = 513.15 K
• T temperatura segmentului de compresie [K]
T = 155 ⁰C = 428.15 K
• T temperatura segmentului de ungere [K]
T = 120 ⁰C = 393.2 K
Distanta radiala dintre segment si peretele canalului jr :
jr = jocul radial al segmentului jr = 0,8 mm
jr = 0.8 mm
3.4. PROIECTAREA CHIULASEI
Chiulasa motorului răcit cu lichid
La motoarele pentru autoturismese folosesc în general chiulase monobloc.
La motoarele cu injecție directă chiulasele au o construcție relativ simplă deoarece camerele de ardere sunt amplasate în pistoane.
La proiectarea canalelor de admisie se ține seama de reducerea pierderilor gazodinamice, aceasta realizându-se printr-o secțiune variabilă descrescătoare spre poarta supapei, iar raza de curbură spre poarta supapei se adoptă 0,5…0,6 din diametrul talerului supapei.
În cazul injecției cu benzină canalele de admisie se dirijează pe o parte, iar cele de evacuare pe cealaltă parte a chiulasei.
La nivelul chiulasei circuitul de răcire trebuie să fie simplu fără ramificații importante și să asigure o viteză de-a lungul pereților de minim 15 [m/s].
La proiectarea chiulasei trebuie să se țină seama de asigurarea rigidității acesteia în acest scop, la adoptarea peretelui de așezare cu blocul cilindrilor se au în vedere valori de (0,08…0,10)D iar pentru ceilalți pereți de 5…7 [mm], luând în considerare ca element principal valoarea dimensională a alezajului.
Grosimea peretelui de așezare cu blocul: 7 mm
Grosimea ceilalți pereți: 5 mm
3.5. Calculul sumar al segmenților de piston
Segmenții au rolul de a realiza etanșarea camerei de ardere, de a uniformiza pelicula de ulei de pe oglinda cilindrului si de a transmite cilindrului o parte din
caldura preluată de piston de la gazele fierbinți. Segmentii care impiediă scăparea gazelor din cilindru în carterul motorului se numesc segmenți de compresie iar segmenții care distribuie uniform și eliminș excesul de ulei de pe suprafața cilindrului se numesc segmenți de ungere.
Soluțiile adoptate în proiectarea segmentului trebuie să țină seama de cerințele impuse de siguranta în funcționare, durabilitatea ridicată, eficiența etanșării și prețul Se adopta fonta aliata cu grafit nodular avand urmatoarele caracteristici:
• duritatea 300 …380 HB
• σr > 500 N/mm2
Se adoptă soluția cu trei segmenți (doi de compresie și unul de ungere) deoarece asigură o etanșare buna a camerei de ardere și o ungere adecvată a cilindrului.
t – grosimea radială a segmentului
dis – diametrul interior al segmentului
dic – diametrul canalului de segment
D – alezajul cilindrului
b – grosimea axială a segmentului
hc – înalțimea canalului de segment
R – raza fundului canalului;
Ja – jocul pe flancurile segmentului (Ja = hc- b);
JP – jocul piston-cilindru;
Jr – jocul radial al segmentului; Jr =1/2(dis- dic)
tc – dimensiunea radială a canalului
3.5.1. Calculul segmenților
Calculul segmentului urmărește următoarele obiective:
• Să se stabilească forma în stare liberă și marimea fantei astfel încat prin strangere pe cilindru segmentul să dezvolte o repartiție de presiune determinată.
• Să se stabilească cele două dimensiuni de bază ale segmentului, t și b.
• Să se verifice ca tensiunile care apar în segment la deschiderea lui pentru montaj să nu depașească limita admisibilă.
• Să verifice fanta la cald pentru a preveni unirea capetelor în timpul funcționarii.
1.160 N/mm²
• coeficientul ce depinde de forma epurei de presiune a segmentului ρ:
ρ = 0.196
• modulul de elasticitate
E = 1.2 ∙106 N/mm2
• deschiderea segmentului in stare liberă la nivelul fibrei medii
S 0 = 14 mm
• grosimea segmentului t,
t = 3 mm
pentru D=( 50 – 100 ) mm avem:
3.913
10.5
• tensiunea admisibilă σa,
σa = 580 N/mm²
• coeficient Km,
Km =1.742
• înaltimea radială a segmentului:
• pentru segmenții de etanșare:
b = 3 mm
• pentru segmenții de ungere:
b = 5 mm
Calculul tensiunilor în segment la montaj
75.589 MPa
unde:
• m – coeficient care depinde de metoda de montare pe piston
m = 2 pt montaj cu ajutorul cleștelui
263.355 MPa
3.5.2. Verificarea segmentului în canal
Verificarea segmentului la dilatare se rezumă la determinarea rostului la montaj Δ3 în vederea evitării pericolului unui impact al capetelor cu dilatarea, sau a unui rost prea mare care ar periclita etanșarea.
• primul segment de compresie
Δ1 = (0,11…0,20) = 0.15 mm
Δ2 = (0,3…0,7) = 0.5 mm
• al 2-lea segment de compresie
Δ1 = (0,009…0,15)= 0.1 mm
Δ2 = (0,3…0,7) = 0.5 mm
• segmentul de ungere
Δ1 = (0,03…0,8) = 0.5 mm
Δ2 = (0,5…1,5) = 0.9 mm
Jocul la capetele segmentului
0.010353997 mm
unde:
• coeficientul de dilatare al segmentului
αs = 12 ∙10-6 1/K
• coeficientul de dilatare al cilindrului
αc = 12 ∙10-6 1/K
• αs = αc = 12 ∙10-6 1/K
• încalzirea segmentului
Δts = (ts -tc) = (150…..200) K
Δts = 150 K
• încalzirea cilindrului
Δtc = (tc -t0) = (80…..150) K
Δts = 100 K
• primul segment de compresie
Δ3 = 0,004∙D = 0.36 mm
• al 2-lea segment de compresie
Δ3 = 0,003∙D = 0.27 mm
• segmentul de ungere
Δ3 = (0,001…0,002) ∙ D = 0.135 mm
Jocul la capetele segmentului în stare caldă
Δ'3 = (0,0015…0,0030) ∙ D = 0.18 mm
3.6.Proiectarea și calculul bolțului
Proiectarea bolțului trebuie să satisfacă cerintele privind obținerea unei mase cât mai reduse și o rigiditate sufiecientă pentru funcționarea mecanismului motor.
Se alege ca solutie constructivă bolț fix în biela și liber în piston.
Bolțul este confectionat din otel aliat 41MoCrNi13.
3.6.1. Calculul bolțului
Dimensionarea
Dimensiunile bolțului se adoptă din date statistice și se efectuează calcule de verificare a rezistenței la uzură, a solicitarilor mecanice și a deformatiilor precum și precizarea prin calcul a jocurilor de montaj.
Diametrul exterior de [mm]
de= (0,24…0,28)∙D =0,25∙D = 22.5 mm
Se adoptă de = 23 mm
Diametrul interior di [mm]
di = (0,65…0,75)∙de= 0,70de = 16 mm
Lungimea bolțului l [mm]
l = (0,88…0,93)∙D = 0,88∙D = 79 mm
Lungimea de contact cu piciorul bielei lb[mm]
lb = (0,30…0,40)∙D = 0,35D = 32 mm
3.6.2. Verificarea la uzură
Rezistența la uzură poate fi apreciată după marimea valorilor presiunilor specifice în piciorul bielei (pb) și în umerii pistonului (pp).
Schema de calcul este aratată în fig:
Schema de calcul a bolțului
Conventional se consideră că forța care solicită bolțul este:
17242.6 N
mp= 0.95 kg
mb= 1.01 kg
m1b= 0.28 kg
m2b= 0.73 kg
mcb= 0.25 kg
R= 0.04 m
ω= 681 rad/sec
λ=1/3.6= 0.277777778
pgmax= 6.25 N/mm²
39760.7 N
-22518.1 N
Presiunea în locasurile din piston
16 Mpa < Ppa =15….35Mpa
lp = 24 mm
Presiunea în piciorul bielei
24 Mpa pb ≤ 20…50 MPa
3.6.3. Verificarea la încovoiere
Tensiunea maximă determinată de momentul încovoietor la mijlocul bolțului.
j = jocul dintre biela si bosaj [mm]
j = 0.25 mm
342.968 < σi = 500 N/mm²
unde:
0.7
Tensiunea minimă determinată de momentul încovoietor la mijlocul bolțului
403.021 N
Pgmin = 63351 N/m² Pgmin = 0.063351 N/mm²
Fjpmin= -29261.5 N
Fmin = -28858.4 N
-603.9 N/mm²
Efortul unitar mediu (σm) și amplitudinea eforturilor unitare (σa) se determină cu
-130.4 N/mm²
473.4 N/mm²
Pentru parametrii care intră în relatiile de calcul ale coeficientului de siguranță se pot folosi urmatoarele valori:
• rezistența la oboseală pentru ciclul simetric de încovoiere
σ-1 = 340…380 N/mm2 pentru otel aliat
σ-1 = 380 N/mm2
• rezistența la oboseală pentru ciclul pulsator de încovoiere
570 N/mm²
• coeficientul tensiunilor
0.333
• coeficientul efectiv de concentrare la solicitări variabile: βk
βk = 1
• factorul dimensional: ε = 0,8…0,9
ε = 0.9
• coeficientul de calitate al suprafeței
bolț cementat cu suprafața lustruită: y = 1,5…2,5
y = 2.5
Pentru bolțul fix în bielă, ciclul este asimetric, iar coeficientul de siguranță se calculează cu ecuația:
2.276
Valoarea admisibilă a coeficientului de siguranță la încovoiere pentru bolțul fix în piciorul bielei este cuprinsă între 2…4.
3.6.4. Verificarea la forfecare
Verificarea la forfecare se realizează în secțiunile dintre părțile frontale ale bosajelor și piciorul bielei.
Tensiunea unitară la forfecare se determină cu relatia
79.8 N/mm²
Valoarea admisibilă a efortului unitar este de (150…220)N/mm² pentru oțel aliat
ζa = 180 N/mm²
3.6.5. Calculul la ovalizare
Valorile eforturilor unitare de ovalizare în secțiunile caracteristice se obțin din condițiile φ = 0⁰ și φ = 90⁰.
162.086 N/mm²
η1 = 17
K= 1.095
138.77 N/mm²
η2 = 14.7
123.825 N/mm²
η3 = 13
103.7 N/mm²
η1 = 11
Valorile mărimilor: K, β1, β2, β3, β4,
Deformația maximă de ovalizare
0.0186 mm
unde: • E = 210000
• K= 1.1
Se recomandă ca deformația de ovalizare să fie mai mică decât jocul radial la cald
Δ' = (0,0005…0,002)∙deb = 0.046 mm
3.6.6. Calculul jocului la montaj
Jocul de montaj dintre bolț și locațul sau din piston
-0.0050
unde:
• coeficientul de dilatare al materialului boltului
αol = 12 ∙10-6 1/K
• coeficientul de dilatare al materialului pistonului
αal = 21 ∙10-6 1/K
• tb temperatura boltului, K
tb = 423 K
• tp temperatura pistonului, K
tp = 473 K
• t0 tempratura mediului ambiant, K
t0 = 293 K
Deoarece tp > tb și αAL >αol este posibilă apariția de jocuri negative
În cazul în care bolțul este fix în piciorul bielei funcționarea la pornire este posibilă numai dacă boltul se montează cu joc în locașurile din piston, joc care în timpul funcționării se poate mări.
3.7. Proiectarea și calculul bielei
Biela este elementul component al mecanismului motor, care transmite, prin intermediul bolțului, forta de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit. Ea este compusă din trei parți: piciorul bielei, corpul bielei și capul bielei.
Datorită acțiunii forței de presiune a gazelor, biela este supusă la comprimare și flambaj. La comprimare pot apărea deformații remanente, care scurtează biela. Flambajul corpului bielei determină o perturbare a paralelismului axelor alezajelor bielei și o intensificare a uzurii lagărelor.
Condițiile de solicitare la care este supusă biela în funcționarea motorului impun găsirea acelor soluții constructive ale bielei care să asigure o rezistență și o rigiditate maximă în condițiile unei mase cât mai mici.
3.7.1. Calculul piciorului bielei
La proiectarea piciorului bielei trebuie să se tină seamă de dimensiunile bolțului și de tipul îmbinării piston-bolț-bielă.
Dimensiunile piciorului bielei
Se alege ca solutie constructivă bolț fix în bielă și liber în piston.
• Diametrul exterior al piciorului bielei de,
de = (1,25…1,65) ∙ d = 34.5
se adoptă : de = 35 mm
• Diametrul interior al piciorului bielei di,
di = d + 2 ∙ hb = 27 mm
• Grosimea radiala a piciorului bielei hp,
hp = (0,16…0,27) ∙ d =4.6 mm
se adoptă : hp = 5 mm
• Grosimea radiala a bucsei hb,
hb = (0,075…0,085) ∙ d = 1.817 mm
se adoptă : hb = 1.8 mm
• Lungimea de contact a boltului cu piciorul bielei a,
a = 32 mm
Solicitarea de întindere
Forța de întindere are valoarea maximă când forța datorată presiunii gazelor este minimă, deci când pistonul se află la PMS la începutul cursei de admisie. În aceste condiții forța de întindere se determină cu urmatoarea relație:
22518.173 N
unde:
• mp – masa pistonului
mp = 0.95 kg
• r – raza arborelui cotit
r = 0.04 m
• ω – viteza unghiulara a arborelui cotit
ω = 681 rad/sec
• λ = 0.277777778
Schema de calcul a piciorului bielei la întindere
Tensiunile unitare produse de forța de întindere se determină în urmatoarele ipoteze:
• piciorul bielei reprezintă o grindă curba încastrată în zona de racordare a piciorului cu corpul bielei
• forța de întindere este distribuită uniform pe jumatatea superioară a piciorului 63539.4 N∙mm
7845.5 N
unde:
• Mo – momentul încovoietor în secțiunea B-B determinat de forța de întindere
7702.8 N∙mm
• No – forța normală în secțiunea B-B determinată de forța de întindere
12471.6 N
• φi se introduce în radiani
se adoptă φi =130⁰
φi = 2.268928028 rad
• rm – raza medie
15.4 mm
În secțiunea de încastrare momentul încovoietor și forța normală solicită atât piciorul bielei cît și bucșa sau bolțul presat, în aceste condiții se utilizează un coeficient de proporționalitate care are expresia:
0.795454545
unde:
• Ab – aria secțiunii bucsei Ap=2*hb*a
Ab = 113.4 mm²
• Ap- aria secțiunii piciorului Ab=2*hp*a
Ap = 315 mm²
• EBZ- modulul de elasticitate al materialului bucsei sau boltului presat
EBZ = 1.5 ∙10⁵ N/mm²
• EOL- modul de elasticitate al materialului bielei
EOL = 2.1 ∙10⁵ N/mm²
Tensiunile în secțiunea de încastrare A-A pentru fibra interioară (σîi ), respectiv exterioară (σîe) produse de forța de întindere se calculează cu relatiile:
-507.032 N/mm²
478.6585042 N/mm²
Solicitarea de compresiune
Schema de calcul a piciorului bielei la compresiune
Forța de compresiune are valoarea maximă când presiunea din cilindru are valoarea maxima.
17242.6 N
Calculul tensiunilor produse în piciorul bielei de solicitarea de compresiune se efectuează în urmatoarele ipoteze:
• Piciorul bielei se consideră o grindă curbă încastrată în zona de racordare cu corpul bielei
• Forța de compresiune este distribuită sinusoidal pe jumatatea inferioară a piciorului.
Momentul încovoietor și forța normală în secțiunea de încastrare A-A, determinate de forța de compresiune pot fi calculate cu relațiile:
-862.7 N∙mm
71.5 N
unde:
• φc se măsoară în radiani
φc =110⁰
φc =1.919862177rad
• Mo' – momentul încovoietor în secțiunea B – B
Mo' / Fc ∙ rm ∙ 10³ =0.25N/mm²
Mo' =0.279912484N/mm²
• No' – forța normală în secțiunea B – B
No' / Fc ∙ 10³ =0.9
No' =15.5 N
Valorile tensiunilor în secțiunea de încastrare determinate de forța de compresiune se calculează cu urmatoarele expresii:
• pentru fibra interioară
7.78 N/mm²
• pentru fibra exterioară
-5.60 N/mm²
Solicitarea datorată presării bucșei
În timpul funcționarii motorului la strângerea de montaj (Δm) se adaugă o solicitare suplimentară de compresiune (Δt ) datorată dilatării bucșei de bronz.
• strangerea de montaj
se adopta Δm =0.007 mm
• Dilatarea termică a bucșei se determină cu urmatoarea relatie
0.02128 mm
unde:
• di- diametrul interior al piciorului bielei
• coeficientul de dilatare al bucsei
αBZ =18∙10-6 1/K
• coeficientul de dilatare al materialului bielei
αOL =10 ∙10-6 1/K
• temperatura piciorului bielei t = 373…423 K
t =373 K
• temperatura mediului ambiant tm = 273 K
tm =273 K
Presiunea datorată strângerii poate fi obtinută cu expresia:
25.245 N/mm²
unde:
• ν -coeficientul lui Poisson
ν =0.3
Valorile tensiunilor produse de presiunea pf sunt:
•în fibra interioară
94.288 N/mm²
• în fibra exterioară
69.042 N/mm²
Coeficientul de siguranță al piciorului bielei se calculează în ipoteza unei solicitari de oboseală după un ciclu simetric de întindere – compresiune, pentru fibra exterioară în secțiunea de încastrare.
Valorile maxime și minime ale tensiunilor ciclului sunt:
547.701 N/mm²
74.6430994 N/mm²
Amplitudinea σa și tensiunea medie σm a ciclului:
236.529 N/mm²
311.1722862 N/mm²
În aceste conditii expresia coeficientului de siguranță poate fi scrisă sub forma urmatoare: 2.093
unde:
• rezistența la oboseală pentru ciclul simetric de întindere – compresiune
σ-1t= 340…400 =400N/mm2
• coeficient de concentrare βk
βk =1
• factorul dimensional ε
ε = (0,8…0,9) =0.9
• coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului
ψ = 0,12…0,20 =0.12
• coeficientul de calitate al suprafetei
y = 0,70…0,80 =0.8
Valorile coeficientului de siguranță calculate trebuie să fie cuprinse în intervalul 2…5
Deformația produsă piciorului bielei sub acțiunea forței de inerție se determină cu relația
0.019 mm
unde:
• I – momentul de inerție al suprafeței secțiunii piciorului bielei
65.625 mm³
3.7.2. Calculul corpului bielei
Dimensiunile caracteristice mai răspandite pentru profilul în dublu T al corpului bielei sunt determinate pe baza prelucrărilor statistice ale constructiilor existente.
Dimensiunile corpului bielei :
• Hp = (0,048…1,0) ∙de = 0,7∙de
Hp =25mm
• Hc = (1,10…1,35) ∙Hp = 1,20 ∙Hp
Hc =29mm
• hi = 0,666 ∙ Hp
hi =16mm
• H =l-(de+dm)2
H =74.3mm
• B = 0,75 ∙ Hp
B =18mm
• a = 0,167 ∙ Hp
a =4mm
lamda=R/L=>L=R/lamda=145mm
λ=0.277777778
R=0.04
• l – lungimea bilelei
se adoptă l = 153 mm
• l1 – lungimea încastartă a bielei
l1 =l/(2,6…2,8)=l/2,8=42.857 mm
Corpul bielei se calculează la oboseală fiind supus la:
• întindere de forta de inertie maximă a maselor aflate în mițcare de translație
• la compresiune de rezultanta dintre forta maximă a gazelor și forța de inerție
Calculul se realizează în secțiunea minimă atunci forta care solicită corpul bielei la întindere este:
29155.1 N
Tensiunile la întindere sunt:
134.27 N/mm²
unde:
A – aria sectiunii de calcul a corpului bielei
217.12
mm2
Corpul bielei este supus la compresiune de către forța determinată cu relația:
10605.67 N
Tensiunea de compresiune este dată de relația:
48.84
N/mm2
Tensiunile de flambaj sunt:
• in planul de oscilație:
54.70
N/mm2
C =0.0003
• în planul de încastrare
54.70 N/mm²
Însumarea tensiunilor de compresiune și de flambaj poate fi realizată după urmatoarele relații:
• în planul de oscilație:
103.55 N/mm²
• în planul de încastrare
103.55 N/mm²
unde:
1.12
Corpul bielei este supus la solicitări variabile, de întindere și compresiune după un ciclu simetric. Coeficientul de siguranță se determină cu relația:
2.196
unde:
• σmax tensiunea maximă:
σmax = σto =103.55 N/mm²
• σmin tensiunea minimă:
σmin = σc =48.84 N/mm²
• σa amplitudinea ciclului
27.35 N/mm²
• σm tensiunea medie
76.20 N/mm²
3.7.3. Calculul capului bielei
Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile fusului maneton.
Capul bielei se racordează cu raze mari la corpul bielei ceea ce face neînsemnată solicitarea de compresiune a acestuia.
Solicitarea de întindere se transmite numai capacului și este determinată de forța de inerție a pieselor aflate în mișcare de translație și de forța centrifugă a masei bielei care efectuează mișcarea de rotație mai puțin masa capacului bielei.
38059.3 N
Calculul tensiunilor se realizează admițând următoarele ipoteze
• Capul bielei este o bară curbă continuă
• Sectiunea cea mai solicitată este sectiunea de încastrare A-A
• Capacul bilei are secțiunea constantă cu un diametru mediu egal cu distanța dintre axele suruburilor
• Forța de întindere este distribuită pe jumătatea inferioară a capacului după o lege sinusoidală
• Cuzinetul se deformează împreună cu capacul și preia o parte din tensiuni proporțională cu momentul de inerție al secțiunii transversale.
3.7.4.Proiectarea și calculul șuruburilor de bielă
Pentru prinderea capacului se utilizează două sau patru șuruburi, din partea capacului spre capul bielei.
Utilizarea unor șuruburi fară piulițe face posibilă micșorarea dimensiunilor capului de biela. În cazul adoptarii acestei, solutii pentru șurub, se filetează gaura din partea superioară a capului bielei.
Capul și corpul șuruburilor de bielă pot avea diverse forme constructive în funcție de solutia adoptată pentru capul bielei.
Materialele care răspund cerințelor impuse bielei sunt: oțelurile de îmbunatațire cu conținut mediu de carbon (0,35…0,45%) mărcile OLC 45 X, OLC 50 ți oțelurile aliate mțrcile 40C 10, 41 MoC 11
Șuruburile de bielă se execută de regulă din aceleasi materiale ca și biela.
Suruburile de bielă sunt solicitate de forța de strângere initială Fsp și de forța de inertie a maselor în mișcare de translație și a maselor în mișcare de rotație care se află deasupra planului de separare dintre corp și capac.
• Forța de inerție care solicită un șurub
11259 N
unde : z – numărul de șuruburi de pe o bielă
z = 2
• Forța de strangere inițială a șurubului
28147.7 N
• În timpul funcționarii, asupra șurubului de bielă acționează forța:
30399.5 N
unde :
χ- este constanta care tine seama de elasticitatea sistemului χ= 0,15…0,25
χ = 0.2
Ținând seama de forțele care solicită șuruburile de bielă, acestea se dimensionează ținând seama de solicitarea la întindere și se verifică la oboseală.
Schema de calcul a capului bielei
• Diametrul fundului filetului
10.238 mm
unde:
• cc – coeficient de siguranță, cc= 1,25…3,00
cc =2.5
• c1 – factor care ține seama de solicitările suplimentare de torsiune care apar la strângerea piuliței
c1 =1.3
• c2 – factor care ține seama de curgerea materialului în zona filetată
c2 =1.2
σc – limita de curgere a materialului șurubului
σc =1000N/mm²
• Diametrul parții nefiletate
9.836 mm
Verificarea la oboseală
• Tensiunile maxime
369.230 N/mm²
400 N/mm²
• Tensiunile minime
341.880 N/mm²
370.370 N/mm²
unde:
• As – aria secțiunii șurubului în partea filetată
82.332 mm²
• As' – aria secțiunii șurubului în partea nefiletată
75.998 mm²
355.555 N/mm²
• Coeficientul de siguranță:
2.931
unde:
• σ-1= 300…700 N/mm²
σ-1= 350N/mm²
• βk= 3,0…4,5 pentru oțel carbon
βk =3
• ε= 0,8…1,0
ε=0.85
• y= 1,0…1,5
y =1
• ψ=0.2
Valorile coeficientului de siguranță calculat trebuie să se încadreze în intervalul 2,5…4.
3.8. Proiectarea și calculul arborelui cotit
În procesul de lucru arborele cotit preia solicitările variabile datorate forței de presiune a gazelor și forței de inerție a maselor în mișcare de translație și de rotație, solicitări care au un caracter de șoc.
Aceste forțe provoacă apariția unor tensiuni importante de întindere, comprimare, încovoiere și torsiune. În afară de acestea, în arborele cotit apar tensiuni suplimentare cauzate de oscilațiile de torsiune și de încovoiere.
La proiectarea arborelui cotit se vor alege soluții care să asigure o rigiditate maximă. Pentru atingerea acestui deziderat la cele mai multe construcții fusurile paliere se amplasează dupa fiecare cot, diametrele acestora se maresc, iar lungimile acestora se micsorează, de asemenea aceste masuri fac posibilă marirea dimensiunilor brațelor.
Pentru a satisface cerintele impuse arborilor cotiți, rezistența la oboseală, rigiditate, o calitate superioară a suprafețelor fusurilor, aceștia se execută din fontă sau oțel.
3.8.1. Calculul arborelui cotit
Având în vedere condițiile de funcționare, prin calcul, arborele cotit se verifică la presiune specifică și încalzire, la oboseală și la vibrațti de torsiune.
Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui adoptându-se prin prelucrarea statistică a dimensiunilor arborilor cotiți existenți.
Concomitent cu dimensionarea arborelui cotit se adoptă și configurația contragreutaților. (masa și pozitța centrului de greutate se determină la calculul dinamic al motorului).
Dimensiunile relative ale elemetelor arborelui cotit:
• lungimea cotului l = (0,9…1.2)∙D
l =99mm
• Diametrul fusului palier dp = (0,60…0,80) ∙ D
dp =60mm
• lungimea fusului palier lp
paliere intermediare : lpi = (0,30… 0,50) ∙ dp
lpi =30mm
paliere extreme sau medii lpe = (0,5…0,7) ∙ dp
lpe =36mm
• Diametrul fusului maneton dm = (0,55…0,70) ∙ D
dm =54mm
• Lungimea fusului maneton: lm = (0,45…0,6) ∙ dm
lm =37mm
• diametrul interior dmi = (0,6…0,8) ∙ dm
dmi =38mm
Grosimea bratului: h =( 0,15…0,36) ∙ dm
h =17mm
• Lungimea bratului b = (1,17…1,90) ∙ dm
b =81mm
• Raza de racordare: (0,06…0,10) ∙ dm
R rac =4mm
Verificarea fusurilor la presiune și încalzire
Pentru a se preveni expulzarea peliculei dintre fusuri și cuzineti trebuie să le limiteze presiunea maximă pe fusuri.
Presiunea specifică convențională maximă pe fusurile manetoane și paliere se calculează cu relațiile:
13.5 MPa
8 MPa
unde:
• Rmmax – fotra maxima care incarca fusul maneton
Rmmax = 42954.5 N
• Rpmax – fotra maxima care incarca fusul palier
Rpmax = 14422.3 N
ppmax.a = 4….8 Mpa = 8MPa
ppmax= 8 <ppmax.a = 8 MPa
pmmax.a = 2….14 Mpa = 14 MPa
pmmax= 13.5 <pmmax.a = 14 MPa
Presiunea specifică medie conventională pe fusurile manetoane și paliere se determină cu relațiile:
2.32 MPa
3.93 MPa
unde:
• Rm – mediile aritmetice ale valorilor forțelor care incarcă fusurile manetoane
Rm =23870N
• Rp – mediile aritmetice ale valorilor forțelor care încarcă fusurile paliere
Rp =5286.4N
ppmed.a = 3….7,5 Mpa = 7,5MPa
ppmed= 3.93 <ppmed.a = 7,5 MPa
pmmed.a = 2….3,5 Mpa = 3,5 MPa
pmmed= 2.32 <pmmed.a = 3,5 MPa
Verificarea fusului la încalzire se efectuează inițial pe baza unui calcul simplificat și aceasta se referă la determinarea valorii coeficientului de uzură.
55.448
27.374
unde :
• ξ – coeficientul de corectare a vitezei relative
ξ =1.054
n =2.129
Verificarea la încalzire prin aceastã metoda nu ia în considerare factorii caracteristici ai regimului hidrodinamic de ungere.
Verificarea la oboseală
Calculul arborelui cotit ca o grindă static nedeterminată implică dificultati. De aceea calculul impune adoptarea unei scheme simplificate de încarcare și deformare care consideră arborele cotit ca o grindă discontinua alcatuită dintr-un numar de parți egal cu numarul coturilor. Calculul se efectuează pentru fiecare cot în parte în urmatoarele ipoteze simplificatoare:
• fiecare cot reprezintă o grindă simplu rezemată pe doua reazeme
• reazemele sunt rigide și coaxiale
• momentele încovoietoare în reazeme se neglijează
• fiecare cot lucrează în condițiile amplitudinilor maxime ale momentelor de încovoiere și de torsiune a fortelor variabile ca semn.
• În reazemul din stânga coțului acționează un moment de torsiune Mpj egal cu suma momentelor coțurilor care preced cotul de calcul, iar la reazemul din dreapta acționează momentul Mp(j-1) .
3.8.2. Calculul fusului palier
Fusul palier este solicitat la torsiune și încovoiere dupa un ciclu asimetric. Deoarece lungimea fusurilor este redusă, momentele încovoietoare au valori mici și în aceste conditii se renuntã la verificarea la încovoiere. Fusurile paliere dinspre partea anterioară a arborelui cotit sunt solicitate la momente de răsucire mai mici decât acelea care actionează în fusurile dinspre partea posterioară a arborelui și mai ales în fusul final, deoarece în aceasta se însumează momentele medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvoltat pentru fiecare fus în parte, ceea ce implică însumarea momentelor de torsiune tinându-se cont de ordinea de aprindere.
Momentele maxime și minime încarcă fusul palier:
Mpmin = -1469488.6 N∙mm
Mpmax = 1887756.8 N∙mm
Eforturile unitare :
-69.192 MPa
88.887 MPa
21237.574 mm³
Aplitudinea tensiunilor și valoarea tensiunii medii se calculează cu relațiile:
79.04 N/mm²
9.847 N/mm²
Coeficientul de siguranță se calculează cu relația
3.37
unde:
• τ-1 =320N/mm²
• y =1.4
• 2.5
0.09
Valorile calculate pentru coeficientul de siguranță trebuie să fie superioare valorilor de 3…4 pentru MAS.
3.8.3. Calculul fusului maneton
Fusul maneton este solicitat la încovoiere și torsiune. Calculul se efectuează pentru un cot care se sprijină pe două reazeme și este încarcat cu forțe concentrate. Deoarece secțiunea momentelor maxime ale acestor solicitări nu coincide în timp, coeficientul de siguranță se determină separat pentru încovoiere și torsiune și apoi coeficientul global de siguranță.
Reactiunile în reazeme se determină din condițiile de echilibru ale forțelor și momentelor. Este convenabil ca fortele ce actionează asupra fusului să se descompună după doua direcții: una în planul cotului, cealaltă tangențiala la fusul maneton.
Verificarea la torsiune
Momentele maxime și minime ce încarcă fusul maneton
MTmax = 620823.1 N∙mm
MTmin = -518063.7 N∙mm
Eforturile unitare
71.204 N/mm²
-59.418 N/mm²
8718.871 mm²
unde :
μ – coeficientul de corecție funcție de excentricitatea relativă a găurii
0.12345679
μ =0.94
Coeficientul de corecție pentru calculul modulului de rezistență polar al fusului maneton cu orificiu excentric.
Aplitudinea tensiunilor și valoarea tensiunii medii se calculează cu relațiile:
65.311 N/mm²
5.892 N/mm²
Coeficientul de siguranță pentru solicitarea de torsiune este dat de ecuația:
2.089
unde:
βkτ = 1.8
ετ =0.7
ψτ =0.08
yτ =1.1
τ-1=320N/mm²
Verificarea la încovoiere
Schema pentru determinarea momentului în planul orificiului de ungere
Forțele radiale:
Z =11098.54N
Z1 =11098.48N
Z2 =-29261.48N
34810.647 N
Forțele tangențiale
T1 =15386.41 N
T2 =15386.41 N
15386.41 N
Forțele axiale
18735.94 N
4637.61 N
Momentele de încovoiere
27 mm
1723127.059 N∙mm
1082646.369 N∙mm
2035015.976 N∙mm
Când fusul maneton este prevăzut cu un orificiu de ungere, solicitarea maximă se obține în planul axului orificiului provocând o conentrare maximă a tensiunilor.
Momentul de încovoiere în acest plan:
θ =45⁰
1983981.417 N∙mm
Eforturile unitare
15.597 MPa
15.206 MPa
-130471.0599 mm³
3.8.4. Calculul brațului arborelui cotit
Brațul arborelui cotit este solicitat la sarcini variabile de întindere, compresiune, încovoiere și torsiune. Coeficienții de siguranță pentru aceste solicitări se determină în mijlocul laturii mari a secțiunii tangente fusului palier unde apar cele mai mari eforturi unitare.
În planul cotului ia naștere o solicitare compusă de încovoiere.
Tensiunea totală are expresia:
Bzmax =13554.02 N
Bzmin =-13147.28 N
7767.239 MPa
-7534.153 MPa
116.542 MPa
7650.696 MPa
Coeficientul de siguranță pentru solicitarea de încovoiere
0.027
În calculele de proiectare la determinarea coeficientului de siguranță se iau în vedere urmatoarele valori:
MPa
Brațul arborelui cotit este supus și la solicitarea de torsiune:
Tmax =8649 N
Tmin =-8756 N
16.975 MPa
-17.185 MPa
unde: k =0.3
-0.105 MPa
17.080 MPa
Coeficientul de siguranță la solicitarea de torsiune:
11.712
unde:
1
0.1
2
400 MPa
Coeficientul de siguranță global
3.9. Calculul principalelor piese ale mecanismului de distribuție a gazelor
3.9.1. Configurația mecanismului de distribuție
Mecanismul de distribuție este un subsistem al motorului cu ardere internă care asigură realizarea schimbului de gaze dintre cilindrul motor și mediul exterior, respectiv umplerea cilindrului cu încarcatură proaspată și evacuarea produselor de ardere. Aceasta funcție este realizată prin deschiderea și închiderea periodică a orificiilor de admisie și evacuare.
Sistemul de distributie trebuie:
• să asigure un grad de umplere ηv și de evacuare ηev ridicat;
• să asigure o distribuție uniformă a fluidului proaspat în cilindri
• să asigure o funcționare silențioasă la schimbul de gaze (să reducă zgomotul produs la curgerea gazelor și de piesele mecanismului în mișcare prin reglajul jocurilor funcționale)
• să fie simplu în fabricație și întreținere, ieftin și să asigure o fiabilitate înaltă în funcționare
Parțile componente ale mecanismului de distribuție se pot organiza în doua grupe:
• grupa supapei: alcatuită din supapa, ghidul supapei scaunul supapei arcurile și piesele de fixare;
• organele de acționare a supapelor: arborele de distribuție, tachetul.
3.9.2. Stabilirea dimensiunilor principale ale supapelor
Sunt supuse unor sarcini dinamice și temperaturi ridicate, aceste condiții necesitând un material foarte rezistent. Pentru acestea se folosesc oțeluri aliate cu Cr (9%) si Si (3,5%).
Elementele dimensionale ale supapei:
Unghiul y = 45⁰
• dc -diametrul canalului de admisie sau evacuare în poarta supapei
38 mm
36 mm
• di – diametrul canalului
33 mm
31 mm
• b – lațimea suprafeței de etanșare
3.78 mm
3.60 mm
• rc – raza de racordare a capului supapei cu tija
9 mm
9 mm
• d – diametrul tijei 11 mm
11 mm
• l – lungimea tijei
113 mm
113 mm
• a – grosimea talerului
4 mm
4 mm
• scaunul supapei:
• grosime radială de:
4 mm
4 mm
• înaltimea de ridicare
9 mm
9 mm
Bucșele de ghidare
Au grosimi de perete între (2,5…4,0)mm
se adoptă grosimea: 2.5mm
Lungimea bucsei între: (1,75…2,50)∙dc
se adoptă :
• pentru supapa de admisie: 66mm
• pentru supapa de evacuare: 63mm
Arcurile
Se fac din sârmă de oțel pentru arcuri, Arc4, Arc5, de (3…5)mm diametru și se montează uneori câte două pentru a reduce înăltimea chiulasei.
Tacheții
Razele de curbură ale suprafeței de lucru:
850 mm
Camele au în acest caz generatoarea înclinată față de axa arborelui cu unghiul:
10 '
3.9.3. Alegerea fazelor de distribuție
Realizarea unei bune evacuari a gazelor arse și a unei umpleri cât mai bune a cilindrului cu gaze proaspete, respectiv obținerea unei diagrame de pompaj cât mai favorabile, sunt direct dependente de fazele de distribuție.
• deschiderea supapei de evacuare trebuie să se facă cu un avans optim pentru a se consuma un lucru mecanic minim la evacuarea gazelor arse și a se pierde cât mai putin lucru mecanic de destindere a gazelor.
y =50 ⁰RAC
• închiderea supapei de evacuare trebuie să se realizeze cu o întarziere optimă pentru a se fructifica la maxim efectul inerției coloanei de gaze până ce acesta este anulat de depresiunea formată în cilindru.
δ =20 ⁰RAC
• deschiderea supapei de admisie necesită un avans optim la care se asigură trecerea unei cantitati cât mai mici de gaze arse din cilindru în conducta de admisie, pierderi gazodinamice cât mai mici la trecerea gazelor proaspete pe sub supapa de admisie și în final o umplere cât mai completă a cilindrului cu gaze.
α =10 ⁰RAC
• închiderea supapei de admisie trebuie realizată cu o astfel de întarziere încat să se utilizeze la maxim, în folosul umplerii, efectul inerțional al coloanei de gaze proaspete.
β =35 ⁰RAC
Admisie
Viteza de curgere a gazelor prin canal
73.205 m/s
unde:
• ia – numarul de supape de admisie
ia =2
• Wm – viteza medie a pistonului
Wm =17m/s
Aria secțiunii efective de trecere
738.665 mm²
Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxa
712.758 mm²
151.733 m/s
Evacuare
Viteza de curgere a gazelor prin canal
322.837 m/s
unde:
• ie – numarul de supape de evacuare
ie =2
• Wm – viteza medie a pistonului
Wm =17m/s
Aria secțiunii efective de trecere
669.991 mm²
Viteza de curgere a gazelor pentru hsmaxe
819.171 mm
132.022 m/s
3.9.4. Calculul cinematic și dinamic al mecanismului de distribuție
Calculul cinematic al mecanismului de distribuție presupune determinarea profilului camei folosită pentru comada deschiderii supapelor, trasarea curbelor de variație a ridicării, vitezei și accelerației tachetului care vor fi apoi folosite în calculul dinamic și de rezistență al pieselor ce compun mecanismul de distribuție.
Datele inițiale de proiectare pentru profilarea camei sunt înălțimea maximă de deschidere a supapei hmax, în mm, și durata deschiderii supapei θ, în ⁰RAC.
9 mm
9 mm
Profilul din arce de cerc
Construirea profilului camei din arce de cerc
r0 – raza cercului de bază al camei
17 mm
18 mm
95 mm
94 mm
r2 – raza cercului mic
6 mm
7 mmm
Profilul camei fără șoc polinomial
Metoda polinomială W. Dulley consideră pentru fiecare porțiune a camei o variație a accelerației de tip polinomial având termenii polinomului de grade corespunzătoare unei progresii aritmetice.
unde:
• p,q,r,s sunt exponenti succesivi determinati in progresie aritmetica de ratie p-2;
p =10
q =18
s =34
• φ este unghiul curent al camei considerat de la varful acesteia
• θ – unghiul total al profilului camei
θ = 125 ⁰RAD
• C2, Cp, Cq, Cr, Cs, sunt constante ce se determină din condițiile inițiale
-1.618
1.294
-1.079
0.498
-0.095
3.9.5. Calculul de rezistență al principalelor piese ale mecanismului de distribuție (tachet, arc, supapă).
Calculul maselor reduse ale elementelor mecanismului de distribuție.
La calcule prealabile când masa elementelor distribuției nu se cunoaste, masa redusă se alege în raport cu secțiunea de trecere a canalului în care se montează supapa AC.
184.66 g
167.497 g
unde:
m'd – masa constructivă redusă a mecanismului de distribuție m'd=(20…30)g/cm2, pentru mecanisme cu actionare direct.
m'd =25g/cm2
AC – aria secțiunii de trecere a canalului în care se montează supapa.
Calculul arcurilor de supapă
Arcul trebuie să mențină supapa închisă și să asigure legătura cinematică între ea și camă când forțele de inerție tind să desprindă tachetul sau supapa de camă. Pentru a face față acestor cerințe trebuie ca forța arcului Fr să fie mai mare decât forța de inerție Fj a mecanismului dată de accelerațiile negative .
Forța minimă a arcurilor se determină din condiția nedeschiderii supapei la depresiunea din cilindru.
95.302 N
162.014 N
unde:
K – coeficient de rezerva K=1,6..2,
K =1.7
j – acceleratia supapei
j =0.51608m/s²
Forța a gazelor care tinde să deschidă supapa de evacuare:
91.608 N
Forța care tinde să dschidă supapa de admisie
134.664 N
Calculul dimensiunilor arcului
Dr – diametrul mediu al arcului
30 mm
Forta Fr solicită spirele la torsiune cu momentul:
2449.658 Nmm
Efortul unitar de torsiune este:
N/mm²
unde:
χ – coeficient ce depinde de raportul diametrelor Dr/d
χ = 1.24
d – diametrul sârmei
3.78 mm
Sageata la montaj:
fo =5 mm
Săgeata maximă:
14 mm
Numărul de spire active:
10.436
unde:
G -modulul de elasticitate transversal
G =0,83∙104=8300N/mm²
τmax =rezistența admisibilă maximă
τmax =600N/mm2
se adopt ir =9spire
Numărul total de spire:
11 spire
Pasul spirelor se alege astfel ca la deschiderea completă a supapei între spirele arcului să rămână un joc Δmin.
0.5 mm
Pasul spirelor pentru arcul în starea liberă
6 mm
Lungimea arcului la deschiderea completă a supapei
48.5 mm
Lungimea arcului la închiderea supapei
58 mm
Lungimea arcului în stare liberă
63 mm
3.10.Cama polinomială
p=10
q=18
r=26
s=34
ωk=340.5 rad/sec
Cap 4. Procesul tehnologic de fabricare al pistonului
4.1. Condiții funcționale, materiale și semifabricate
4.1.1. . Condiții funcționale
Pistonul asigură realizarea fazelor circuitului motor, prin mișcarea de translație rectilinie-alternativă în cilindru; formează peretele inferior ce închide camera de ardere, suportă efortul dat de presiunea gazelor arse la destindere,
care-i imprimă deplasarea liniară pe care o transmite la bielă și de aici la arborele cotit precum și reacțiunile acestor organe; participă la evacuarea gazelor arse și asigură pelicula de ulei pe suprafața de lucru a cilindrului.
Mai are rol de etanșare a camerei de ardere împreună cu segmenții și evacuarea căldurii.
4.1.2. Materiale
Cerințe:
•coeficient de dilatare redus
•coeficient de transfer de caldură ridicat
•densitate mică
•rezistenta la uzură mecanică
•rezistenta la factori chimici
•turnabilitate bună
Exemple:
Al +aliaje
1. aliaje pe bază de siliciu grupa Al-Si-Cu-Mg-Ni (silumin).
2.aliaje pe bază de cupru Al-Cu-Ni-Mg (aliaje Y).
4.1.3. Semifabricate
La execuția pistoanelor semifabricatele se obțin prin turnarea în cochilă sau matrițare; unele încercări se referă la realizarea semifabricatelor prin sinterizare prin pulberi de aliaje de aluminiu hipereutectice.
4.2. Stabilirea succesiunii operațiilor și fixarea bazelor de așezare
Cap 5. Anexe
D= 0.089663967 m pk= 153000 N/m²
S= 0.08069757 m pa= 71500 N/m²
Ap= 0.006314308 m² pr= 120000 N/m²
pz= 6258481.092 N/m²
p'l= 2123000 N/m²
mb= 1.010289318 kg 160 kg/m²
mp= 0.947146236 kg 150 kg/m²
mAC= 1.894292471 kg 300 kg/m²
mj=mp+mIb= 1.224975798 kg/m²
m1b=0,275mb=0.277829562 kg/m²
m2b=0,725mb=0.732459756 kg/m²
n= 6500 rot/min
ψ (unghiul dintre maniv., in grade) 180 °
λ= 0.278
n1= 1.34
ρ= 1.334 0.040348785 m
n2= 1.25
Va= 0.566 l
Vc= 0.057 l 681 rad/sec
Vz= 0.076 l
Vt= 2 l
-13962.99
Cap 6. Bibliografie
Ispas, N., Chiru, A. – Motoare pentru automobile – Editura Universității „Petru Maior”, Târgu Mureș, 450 p., 2003.
Năstăsoiu, M., Ispas, N., Șoica, A,.- Motoare pentru automobile II,Brasov 2004.
Bobescu, Gh., Abăitancei, D.: – Motoare pentru automobile, Editura Didactică și Pedagogică București, 1975;
Grunwald, B.: – Teoria, construcția și calculul motoarelor pentru autovehicule rutiere, Editura Didactică și Pedagogică București, 1980;
E.F. de WILDE (1967) “Investigation of engine exhaust valve wear”, Elsevier, Wear 10(3), 231-244.
Bobescu, Gh., Radu, Gh., Chiru, A., Cofaru, C.: – Motoare, vol. I, Universitatea din Brașov, 1981;
Radu, Ghe.: – Calculul și construcția instalațiilor auxiliare ale autovehiculului, Reprografia Universității Transilvania Brașov, 1989;
Cofaru, C. ș.a.: – Proiectarea motoarelor pentru autovehicule. Universitatea Transilvania Brașov, 1997;
M. HUSSELMAN (2005) – „Modeling and Verification of the Valve Train Dynamics in Engines”, Departament of Mechanical Engineering, Stellenbosch University, South Africa.
Heywood, John.: Internal Combustion Engine Fundamentals,
McGraw – Hill Series in Mechanical Engineering, Library of Congress Catalogingin – Publication Data, 1988
Baumgarten.C.: ”Mixture formation in internal combustion engines” editura Berlin;Springer 2006
http://www.autosaga.ro/lectia-auto/distributia-variabila.html
Zhao, H., HCCI and CAI engines for the automotive industry, ediția. Cambridge: Woodhead Publishing Limited, 2007.
C.Cofaru, N. Ispas, M. Nastasoiu, H. Abaitancei, H.R. Anca, M. Dogariu, A. Chiru, V. Eni — PROIECTAREA MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE, Brasov
HŰTTE – MANUALUL INGINERULUI – FUNDAMENTEBucurești, Ed. Tehnică 1995
Bibliografie
Ispas, N., Chiru, A. – Motoare pentru automobile – Editura Universității „Petru Maior”, Târgu Mureș, 450 p., 2003.
Năstăsoiu, M., Ispas, N., Șoica, A,.- Motoare pentru automobile II,Brasov 2004.
Bobescu, Gh., Abăitancei, D.: – Motoare pentru automobile, Editura Didactică și Pedagogică București, 1975;
Grunwald, B.: – Teoria, construcția și calculul motoarelor pentru autovehicule rutiere, Editura Didactică și Pedagogică București, 1980;
E.F. de WILDE (1967) “Investigation of engine exhaust valve wear”, Elsevier, Wear 10(3), 231-244.
Bobescu, Gh., Radu, Gh., Chiru, A., Cofaru, C.: – Motoare, vol. I, Universitatea din Brașov, 1981;
Radu, Ghe.: – Calculul și construcția instalațiilor auxiliare ale autovehiculului, Reprografia Universității Transilvania Brașov, 1989;
Cofaru, C. ș.a.: – Proiectarea motoarelor pentru autovehicule. Universitatea Transilvania Brașov, 1997;
M. HUSSELMAN (2005) – „Modeling and Verification of the Valve Train Dynamics in Engines”, Departament of Mechanical Engineering, Stellenbosch University, South Africa.
Heywood, John.: Internal Combustion Engine Fundamentals,
McGraw – Hill Series in Mechanical Engineering, Library of Congress Catalogingin – Publication Data, 1988
Baumgarten.C.: ”Mixture formation in internal combustion engines” editura Berlin;Springer 2006
http://www.autosaga.ro/lectia-auto/distributia-variabila.html
Zhao, H., HCCI and CAI engines for the automotive industry, ediția. Cambridge: Woodhead Publishing Limited, 2007.
C.Cofaru, N. Ispas, M. Nastasoiu, H. Abaitancei, H.R. Anca, M. Dogariu, A. Chiru, V. Eni — PROIECTAREA MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE, Brasov
HŰTTE – MANUALUL INGINERULUI – FUNDAMENTEBucurești, Ed. Tehnică 1995
Anexe
D= 0.089663967 m pk= 153000 N/m²
S= 0.08069757 m pa= 71500 N/m²
Ap= 0.006314308 m² pr= 120000 N/m²
pz= 6258481.092 N/m²
p'l= 2123000 N/m²
mb= 1.010289318 kg 160 kg/m²
mp= 0.947146236 kg 150 kg/m²
mAC= 1.894292471 kg 300 kg/m²
mj=mp+mIb= 1.224975798 kg/m²
m1b=0,275mb=0.277829562 kg/m²
m2b=0,725mb=0.732459756 kg/m²
n= 6500 rot/min
ψ (unghiul dintre maniv., in grade) 180 °
λ= 0.278
n1= 1.34
ρ= 1.334 0.040348785 m
n2= 1.25
Va= 0.566 l
Vc= 0.057 l 681 rad/sec
Vz= 0.076 l
Vt= 2 l
-13962.99
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Mecanismul de Distributie a Gazelor (ID: 142792)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.