Proiectarea Unui Motor Pentru Actionarea Unui Autoturism

MEMORIU DE PREZENTARE

Lucrarea de față prezintă modul de proiectare al unui motor termic cu piston, (m.a.s. aspirat) destinat antrenării unui autovehicul, precum și calculul din punct de vedere dinamic al autovehiculului echipat cu motorul proiectat.

Pornind de la o serie de date inițiale care impuneau alezajul cilindrilor, cursa pistoanelor, raportul volumetric, numărul de cilindrii, turația de putere maximă, s-a urmărit obținerea unor parametrii efectivi cât mai buni posibili.

Pentru a corespunde însă și cerințelor moderne impuse de destinația aleasă, motorul a trebuit proiectat ținând cont de unele criterii ca:

Masa și dimensiunile de gabarit reduse

Putere ridicată

Fiabilitate mare în mers

Consum de combustibil cât mai redus

Soluții constructive de mare tehnologitate

Pentru aceasta în partea de calcul termic s-au analizat procesele de admisie, compresie, destindere și evacuare după care funcționează motorul. În urma acestei analize s-au determinat parametrii indicați și efectivi ai motorului după care s-a putut trasa diagrama indicată a motorului.

În continuare, în calculul organologic s-au dimensionat și verificat din punct de vedere a rezistenței mecanice pistonul, segmenții, bolțul de piston, biela și arborele cotit.

Pistonul, din punct de vedere constructiv, s-a proiectat în scopul asigurării unei funcții optime de etanșare a camerei de ardere, de transmitere a presiunii gazelor necesare motorului, cu precizarea că s-a căutat obținerea unei mase cât mai mici.

Materialul de execuție este un aliaj de aluminiu pentru pistoane, eutectic, marca : ATCSi12 CuMgNi KS 1275 : MAHLE 138.

În cadrul calculului pistonului s-au verificat la rezistență :

– Fundul pistonului – solicitat la eforturi termice generate de încălziri neuniforme și dilatări diferite și la eforturi mecanice generate de forța de presiune a gazelor și masele de inerție ;

– Regiunea port-segmenți – solicitați la eforturi de încovoiere ;

– Umerii pistonului – solicitați la eforturi de încovoiere ;

– Mantaua pistonului – care trebuie să reziste presiunii maxime de contact cu cilindrul și care se profilează cu scopul asigurării funcției de etanșare.

Pentru segment s-a adoptat aceeași formă a celor trei tipuri de segment, adică cu secțiune dreptunghiulară și cu lege de asimetrie medie. Materialul, care corespunde solicitărilor segmentului, a fost adoptat în proiect este fonta : KV1.

Bolțul se verifică la rezistență mecanică la solicitările de încovoiere, în plan longitudinal, la solicitarea de forfecare în secțiunea de separație dintre piciorul bielei și bosajele pistonului și la ovalizare în plan transversal. Materialul folosit la realizarea bolțului este un oțel de cementare pentru bolț : 20MoMnCr 12.

După calculul bolțului s-a trecut la calculul de rezistență al bielei, solicitată la eforturi de întindere, compresiune, încovoiere și răsucire, precum și la vibrații torsionale.

În urma calculelor analizate s-a stabilit că motorul rezistă la solicitările ce apar în timpul funcționării.

Ulterior proiectării motorului, s-a efectuat și calculul dinamic al autoturismului echipat cu acest motor. În acest scop s-au efectuat calculul forțelor și determinarea bilanțului de tracțiune și a celui de putere al autoturismului, calculul factorului dinamic, determinarea accelerației autoturismului și a timpului de demarare.

TEMA PROIECTULUI

Să se proiecteze un motor pentru acționarea unui autoturism, utilizând următoarele date:

M.A.S. aspirat

Alezaj: D = 80 (mm)

Cilindree: Vt = 1386 (cm3)

Cursa: S = 69.8 (mm)

Raport de compresie: = 8.8

Coeficient de dozaj la putere nominală: = 0.9

Putere maximă: P = 75 (CP)

Momentul motor maxim: M = 400 (Nm)

Turația la moment maxim: nm = 5000 (rot/min)

Piston cu fundul încastrat, nerăcit.

C A P I T O L U L I

CALCULUL ENERGETIC

I.1. Considerații generale.

Acest calcul se execută în scopul determinării unor mărimi ce se pot grupa astfel:

parametrii efectivi;

parametrii comparativi;

presiunile din cilindru.

Calculul presupune un volum considerabil de operații. Luând în considerare și iterația necesară pentru obținerea temperaturii gazelor reziduale, apare ca justificată folosirea unui program de calcul care scurtează în mod evident timpul de lucru. Rezultatele obținute vor fi afișate pe imprimantă, garantându-se precizia lor.

În ceea ce urmează este prezentat, teoretic, algoritmul care a stat la baza programului si în primul rând modul de a alege mărimile necesare efectuării calculelor.

I.2. DEFINIREA ȘI ALEGEREA DATELOR DE

INTRARE

– Alegerea parametrilor geometrici ai motorului.

Numărul de cilindrii ai motorului: i = 4

Cilindreea totală: Vt = 1386 cm3

Alezajul dat în tema proiectului: D = 80 mm

Cursa pistonului: S = 69.8 mm

Raportul = r/l = 0.35 unde: l = lungimea bielei

R = S/2 = lungimea manivelei

Raportul de compresie: = 8.8

Coeficientul de rezistență gazodinamică la curgerea amestecului proaspăt prin secțiunea minimă a traseului de aspirație, , se determină experimental pentru un traseu similar cu cel studiat. Practic valorile sale sunt cuprinse în intervalul (2.6…2.9) și adopt 2.7:

– Alegerea parametrilor funcționali ai motorului

Turația nominală : n = 5000 [rot/min] din tema proiectului

Coeficientul de dozaj al amestecului proaspăt la regim nominal de funcționare : = 0.9

Viteza amestecului în țevăria de admisie se recomandă între (50…80) (m/s) la m.a.s.-uri. Adopt Wa = 70: [m/s]

Coeficientul de răcire la motorului se alege în intervalul (0.45…0.53), cu valori mari pentru motoare supraalimentate. Adopt Rm = 0.5:

Coeficientul de încărcare termică al motorului se alege în intervalul (0.6…0.7). Adopt lm = 0.65;

– Alegerea parametrilor ciclului teoretic

Temperatura estimativă a gazelor reziduale se apreciază inițial din tabele, în funcție de turația motorului. Valoarea ei se va corecta pe parcursul calculului termic, în funcție de rezultatele intermediare. Pentru început adopt TR = 900 K;

Raportul de creștere a presiunii la volum constant în timpul arderii, are valori între (1.5…2.0). Adopt = 2;

Coeficientul de utilizare a căldurii în procesul arderii se determină din diagrame. Adopt = 0.9;

Coeficientul presiunii reziduale, K1 , este cuprins între (0.9…1.2). Se recomandă pentru motorul din proiect K1 = 1.117;

Indicele politropic în procesul de comprimare, în cilindrul motorului, se determină din monograme, în funcție de raportul de compresie și de temperatura de la sfârșitul aspirației, Ta . Considerând Ta = 320[oK], rezultă n1 = 1.378;

Indicele politropic în procesul de destindere, în cilindrul motorului, se determină din monograme, în funcție de gradul destinderii finale , temperatura maximă de ardere Tr și coeficientul de dozaj . Adopt n2 = 1.28;

Diferența de temperatură prin încălzirea aerului înainte de intrarea în cilindru, la regim nominal, T = 7[oK].

La alte regimuri, diferite de cel nominal, diferența de temperatură T capătă alte valori. Notând cu Tn diferența de temperatură la regim nominal, diferența de temperatură T corespunzătoare unei turații n diferită de turația nominală nn va fi dată de relația:

=9 [oK]

unde : nn [rot/min] – turația la regim nominal ;

n [rot/min] – turația la regim impus ;

Tn [oK] – diferența de temperatură prin încălzirea aerului, la regim nominal

T [oK] – diferența de temperatură prin încălzirea aerului la regim impus;

Coeficientul corecției presiunii maxime de ardere, = 0.95.

I.3. CALCULUL ADMISIEI

– Ipoteze fundamentale de calcul

– fluidul proaspăt și gazele reziduale sunt gaze ideale ;

după intrarea în cilindru, energia cinetică a încărcăturii proaspete se transformă integral în căldură;

în cursa de admisie presiunea din cilindru rămâne constantă;

admisia începe în p.m.i., perioada de deschidere simultană a supapelor este nulă ;

la începutul admisiei, în cilindru se află gaze reziduale la presiunea pr , definită de rezistențele gazodinamice ale traseului de evacuare ;

se ia în considerare fenomenul de postumplere, deci supapa de admisie se închide cu întârziere față de p.m.e. ;

fluidul proaspăt se încălzește în contact cu pereții (traseul de admisie, chiulasa, cilindrul și pistonul) ;

la sfârșitul admisiei, în cilindru se află un amestec omogen de gaze de ardere și fluid proaspăt.

Prin calcul se determină starea fluidului motor la sfârșitul cursei în punctul “a” al ciclului.

– Condițiile inițiale de stare

Presiunea și temperatura fluidului proaspăt la intrarea în motor, în cazul admisiei normale sunt presiunea si temperatura mediului ambiant po și To , care pentru condițiile standardizate au valorile:

Po=1 bar

To=297 K

– Presiunea și temperatura gazelor reziduale

Presiunea gazelor reziduale pr la motoarele în patru timpi se consideră că este egală cu presiunea medie din colectorul de evacuare.

Valorile pentru calcule aproximative, pentru diferite tipuri de motoare, se pot obține din :

pr = (1,05…1,25)*po

pr are în general valori mici pentru motoarele rapide și valori mari pentru motoarele lente.

Temperatura gazelor reziduale, variază în funcție de turația motorului, raportul de comprimare și coeficientul excesului de aer.

Valorile lui Tr sunt pentru m.a.s. cuprinse între 900 și 1000 K.

– Coeficientul gazelor reziduale

Se definește prin raportul:

unde : r (kmol/ciclu) – numărul de kmoli de gaze reziduale

fp (kmol/ciclu) – numărul de kmoli de fluid proaspăt pe ciclu

Valorile coeficientului gazelor reziduale r este cuprins între valoarea de 0,04 și 0,10 .

– Creșterea de temperatură a fluidului proaspăt, T

Fluidul proaspăt se încălzește în contact cu pereții sistemului de admisie și al cilindrului . Creșterea de temperatură depinde de viteza fluidului proaspăt, de durata admisiei, de temperatura pereților și de temperatura fluidului proaspăt.

La m.a.s. T este cuprins între 0o și 20o C.

– Presiunea din cilindru la sfârșitul cursei de admisie, pa

în care : pa (bari) – cădere de presiune

în care : – coeficientul de reducere a vitezei în secțiunea minimă a sistemului de

admisie (diametrul minim al secțiunii de trecere al supapei).

a – coeficientul de rezistență gazodinamică a sistemului de admisie

raportat la secțiunea minimă a sistemului de admisie.

wa (m/s) – viteza fluidului proaspăt prin secțiunea minimă a pistonului.

Pentru motoarele de automobil, la regim nominal :

2 + a = 2,5…4

wa = 50…130 m/s

Valorile lui pa și pa pentru m.a.s.-uri în patru timpi sunt :

pa=(0.05…0.20)po pa=(0.80…0.95)po

Valorile se aleg în funcție de turație, pa scăzând odată cu creșterea turației.

– Temperatura la sfârșitul cursei de admisie, Ta

Se determină din relația bilanțului termic aplicat fluidului proaspăt înainte și după amestecarea cu gaze arse. Se consideră că amestecarea se produce la presiune constantă, iar capacitatea calorică specifică a amestecului este egală cu a fluidului proaspăt.

Ta=339 [k]

unde : = cpr/cpfp

cpr – capacitatea calorică specifică la presiune constantă a gazelor restante;

cpfp – capacitatea calorică specifică la presiune constantă a fluidului motor.

Orientativ, temperatura la sfârșitul admisiei la m.a.s. este între 320 și 370 K.

– Gradul de umplere, v

Gradul de umplere se definește prin raportul dintre cantitatea (masică, gravifică, molară, volumică) de fluid proaspăt reținută în cilindru la sfârșitul admisiei și cantitatea posibilă de a fi introdusă în cilindreea Vs , în condițiile de temperatură de la intrarea în motor.

=0.77

unde : – pa , po , To , Ta , , r , au semnificațiile explicate anterior.

– pu – este gradul de postumplere, reprezentând raportul dintre numărul de

kmoli de fluid proaspăt care pătrunde în cilindru după p.m.e. și numărul

total de kmși numărul

total de kmoli de fluid proaspăt reținut în cilindru.

Pentru motoarele în patru timpi : pu = 0.08…0.025

Gradul de umplere depinde de turația și performanța umplerii. Orientativ, valorile lui v pentru motoarele de automobile la sarcină plină sunt cuprinse între 0,70…0,90.

I.4. CALCULUL COMPRIMĂRII

Calculul procesului de comprimare are ca scop determinarea stării fluidului motor din cilindru, în momentul declanșării scânteii sau injecției, în punctul „c”.

– Presiunea și temperatura fluidului de lucru la sfârșitul comprimării

Acestea se calculează aproximând comprimarea cu o evoluție politropică cu exponent politropic constant mc .

– Valorile exponentului politropic, mc

Aceste valori depind de schimbul de căldură dintre fluidul motor și pereții cilindrului.

Odată cu creșterea turației, mc are o creștere importantă. Motorul răcit cu lichid are un regim termic mai redus decât unul răcit cu aer, deci pentru mc se aleg valori mai mici.

Valorile lui mc pentru un m.a.s. sunt cuprinse între 1.32 și 1.38.

Dacă lipsesc date statistice despre valoarea lui mc , se pot înlocui cu valorile exponentului adiabatic mediu xc , calculat pentru întreg procesul de comprimare, din egalitatea dintre lucrul mecanic de comprimare a procesului adiabatic cu exponent adiabatic valabil și lucrul mecanic al comprimării cu exponent adiabatic constant (adiabata aparentă).

Expresia lui xc se deduce din :

Valorile lui xc se determină din monograma nr.1 . Se apreciază că valorile lui mc pentru m.a.s. sânt cuprinse între (xc – 0.200) și (xc –0.04).

Orientativ valorile presiunii pc și temperaturii Tc la sfârșitul procesului de comprimare sunt pentru m.a.s. cuprinse între :

Pc = 9…20 bari Tc = 540…800 K

I.5. CALCULUL ARDERII

– Considerații generale

Calculul arderii urmărește precizarea legii de variație a presiunii p() în perioada degajării căldurii de reacție, în vederea :

determinării presiunii maxime din cilindru, care definește solicitarea mecanică a organelor mecanismului motor;

precizării temperaturii fluidului motor, care definește încărcarea termică a organelor în contact cu gazele fierbinți;

determinarea ariei diagramei indicate care definește lucrul mecanic specific sau presiunea medie.

– Ipoteze fundamentale de calcul

capacitățile calorice specifice depind numai de temperatura;

arderea se desfășoară după evoluții simple: izobare, izocore, izoterme. Se consideră că arderea se desfășoară izocor pentru m.a.s. și mixt (izocor și izobar) pentru m.a.c.;

compoziția fluidului motor la sfârșitul arderii depinde de coeficientul de exces de aer . Pentru produsele de ardere sunt: CO2, H2O, O2 și N2 .

Pentru produsele de ardere sunt: CO2, CO, H2O, H2 și N2.

gazele reziduale au compoziția gazelor de la sfârșitul arderii;

căldura dezvoltată prin ardere este egală cu căldura de reacție chimică la presiunea și temperatura mediului înconjurător, degajată până la formarea produselor de ardere, neglijând variația căldurii cu temperatura;

variația energiei interne a fluidului motor și efectuarea lucrului mecanic exterior în timpul arderii sunt efectul căldurii degajată prin ardere până în punctul z, și pierderile de căldură aferentă.

– Cantitatea teoretică de aer, Lo (kmoli sau kg) necesară pentru a arde complet

1 kg de combustibil

Compoziția chimică a combustibilului este determinată de analiza în părți sau procente de greutate. Combustibilii lichizi au următoarea compoziție elementară : C + H + S + O + …= 1kg.

În care : C, H, S, O, sunt participațiile masice de carbon, hidrogen, sulf, etc. Compoziția elementară a unor combustibili utilizați în motoare este dat în tabelul de mai jos :

Unde : MT = masa moleculară (kg/kmol)

HI = puterea calorică inferioară a combustibilului (kcal/kg)

Lo = cantitatea de aer teoretică necesară arderii = cantitatea minimă de aer necesară arderii complete.

(kmol aer/kg comb.)

– Numărul de kilomoli de amestec proaspăt ce participă la reacție

(kmoli/kg comb.) pentru m.a.s.

– Numărul de kilomoli de produse rezultate din ardere, M2

Cazul arderii complete :

; ; ;

(kmoli/kg comb.)

Cazul arderii incomplete :

(kmoli/kg comb.)

în care : k = 0.45….0.50

(kmoli/kg comb.)

– Coeficientul variației molare a amestecului proaspăt , o

– Coeficientul variației molare a amestecului real, R

unde r este coeficientul gazelor reziduale

Valorile lui R pentru m.a.s. variază între 1,02…1,12 .

– Căldura molară medie la volum constant a amestecului de lucru înainte de ardere.

– Căldura molară medie la volum constant a produselor de ardere.

Pentru

Pentru

Valoarea temperaturii Tz se adoptă în intervalul 1800…3000 K.

Căldurile molare medii la volum constant ale componenților mai sus menționați, în intervalul de la To = 298 la Tz , pot fi calculate cu formulele de mai jos :

(kcal/kmol k)

(kcal/kmol k)

(kcal/kmol k)

(kcal/kmol k)

(kcal/kmol k)

(kcal/kmol k)

– Căldura molară medie la presiune constantă a produselor

de ardere

(kcal/kmol k)

– Coeficientul de utilizare a căldurii pentru perioada arderii, z

z este raportul dintre cantitatea de căldură folosită pentru creșterea energiei interne a fluidului și efectuarea de lucru mecanic în perioada de la începutul arderii și până la sfârșitul ei (punctul z), și puterea calorică inferioară a combustibilului. Valoarea coeficientului z depind de tipul motorului, turație, condițiile de răcire, arhitectura camerei de ardere, sarcina motorului. Valorile reduse indică nu numai un transfer intensiv de căldură, dar și o creștere intensă a arderii în destindere.

Valorile lui z pentru m.a.s. se adoptă între 0,80 și 0,95.

– Calculul puterii calorice superioare a combustibilului

HS = 8100C + 30000H + 2600(S – O) (kcal/kg comb.)

Unde: S = participația masică de sulf

S = O la combustibilii petrolieri de la noi din țară

– Calculul temperaturii Tz la sfârșitul arderii

Cazul

Cazul

– Calculul presiunii la sfârșitul arderii, pz

=85.4 (bari)

în care este raportul de creștere a presiunii.

– Alegerea raportului de creștere a presiunii,

Pentru m.a.s. avem raportul :

Orientativ, valorile temperaturii și presiunii la sfârșitul procesului de ardere sunt :

TZ = 2400…2900 K pZ = 35…75 bar

I.6. CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE

Destinderea este evaluată printr-o evoluție politropică, cu exponent politropic constant, notat cu md .

Valoarea exponentului politropic md depinde de cantitatea de combustibil care arde în destindere (creșterea sa determină scăderea lui md și a coeficientului de

utilizare a căldurii), de schimbul de căldură cu pereții și de pierderile prin neetanșeități .

Exponentul politropic md scade cu creșterea turației și scăderea sarcinii. Valorile spre limita inferioară se obține pentru motoare de dimensiuni mari, la reducerea sarcinii cilindrului și la viteze de ardere mici.

Valorile lui md pentru m.a.s. se adoptă intre 1,23 și 1,30.

Relațiile de calcul pentru presiunea și temperatura la sfârșitul cursei de destindere sunt :

(bari) (grd.k)

– Verificarea temperaturii Tr a gazelor reziduale

Cunoscând presiunea și temperatura gazelor la sfârșitul cursei de destindere, pd și Td , se poate verifica temperatura gazelor Tr admise. Se admite că destinderea de la presiunea pd la presiunea pr este o evoluție politropică cu exponentul constant 1,5 . Se obține :

(grd.k)

Se calculează (%)

Unde Trc = temperatura gazelor reziduale, calculată (k)

Tra = temperatura gazelor reziduale, adoptată (k)

Orientativ, pentru m.a.s. valorile presiunii și temperaturii gazelor la sfârșitul destinderii sunt :

Pd = 3.5…6 (bar) Td = 1200…1700 (k)

I.7. PARAMETRII INDICAȚI AI MOTORULUI

Presiunea medie indicată a ciclului teoretic:

=13.5 [MPa]

Presiunea medie indicată a ciclului real : pi = 0.95pi’ =13.02[MPa]

Randamentul indicat al motorului : =0.45 [%]

Consumul indicat de combustibil : =207.1 [g/Kw h]

Viteza medie a pistonului : [m/s]

Presiunea medie echivalentă a pierderilor mecanice : pM = 0.089+0.0118Wa [MPa]

Presiunea medie efectivă a gazelor : pe = pi – pM =9.71 [MPa]

Randamentul efectiv al motorului : e = i M =0.33[%]

Randamentul mecanic : [%]

I.8. PARAMETRII EFECTIVI AI MOTORULUI

Consumul specific efectiv de combustibil : [g/kw h]

Cilindreea totală : [litri]

Puterea unitară efectivă : [kw]

Puterea unitară indicată : [kw]

Momentul efectiv : [Nm]

Momentul indicat : [Nm]

Consumul orar de combustibil : [kg/h]

Puterea litrică a motorului : [kw/dm3]

I.9. CARACTERISTICA EXTERNĂ A MOTORULUI

Se reprezintă grafic variația următorilor parametrii : putere efectivă, moment efectiv, consum specific de combustibil, consum orar de combustibil, funcție de turația n a motorului.

Se notează cu nx (rot/min) turația motorului, turație ce are o plajă de variație cuprinsă între turația de cuplu maxim N1 și o valoare mai mare decât cea nominală, acceptată drept turație maximă și notată cu N2 .

Intervalul dintre două valori ale lui nx va fi de 100 (rot/min), pentru a avea o precizie bună. Se vor aplica următoarele relații:

(kw)

(Nm)

(g/kw h)

(kg/h)

unde : n (rot/min) = turația nominală a motorului

Nex (kw) = puterea efectivă a motorului pentru diferite turații nx

Mex (Nm) = momentul efectiv al motorului la diferite turații nx

gex (g/kw h) = consumul specific de combustibil al motorului

Gtx (kg/h) = consumul orar de combustibil al motorului la diferite turații

Turația nx variază între limitele de turație N1 și N2, cu un pas de 100 rot/min.

N1 = 2000 rot/min

N2 = n + 200 rot/min

CARACTERISTICA EXTERNĂ A MOTORULUI

I.10. TRASAREA DIAGRAMEI INDICATE

Diagrama indicată a motorului cu ardere internă se construiește pe baza calculului proceselor de lucru. Se trasează mai întâi diagrama nerotunjită, apoi se rotunjește în raport cu cotele de reglaj ce se adoptă. Trasarea se face în coordonate p-V.

Trasarea liniilor de evacuare și de admisie se face prin câte o izobară de valoare p = pr și p = pa .

În ceea ce privește politropelor de destindere și comprimare, deoarece în abscisă apare și cursa pistonului, se trasează variația presiunilor în funcție de cursa pistonului.

Pentru politropa de comprimare:

(bari),

Pentru politropa de destindere:

(bari).

unde: pcx – presiunea corespunzătoare deplasării x a pistonului în timpul cursei de

comprimare;

pdx – presiunea corespunzătoare deplasării x a pistonului în timpul cursei de

destindere;

pa – presiunea la sfârșitul cursei de ardere;

pz – presiunea teoretică la sfârșitul procesului de ardere;

x – cursa pistonului, măsurată din P.M.I.;

– unghiul de rotație al arborelui cotit, considerat zero la începutul ciclului

motor;

’ – raportul dintre lungimea bielei și lungimea brațului arborelui cotit;

’ = 0,25…0,30

s – înălțimea cilindrului de diametru D (alezajul) și același volum cu care

camera de ardere;

În timpul unui ciclu de funcționare, arborele cotit efectuează două rotații complete, deci variază între 0 și 720o . Legătura dintre variația unghiului de rotire a arborelui motor și procesele de lucru este dată explicit în următorul tabel:

Pentru trasarea diagramei indicate nerotunjite, se calculează mărimile constante: s; k1 = pa(S+s)mc ; k2 = pz smd .

Arderea se reprezintă, în cazul ciclului necorectat, la m.a.s., prin izocora cz; presiunea pz determinată este mai mare decât cea reală, astfel că se ia pmax = (0,85…0,98)pz .

Pentru a putea trece la rotunjirea diagramei indicate trebuiesc adoptate cotele de reglaj ale motorului:

După adoptarea cotelor de reglaj se adoptă pozițiile pistonului corespunzătoare acestor cote:

Xo = 10 – înainte de P.M.I. pentru începutul admisiei;

X1 = 58 – după P.M.E. pentru sfârșitul admisiei;

X2 = 38 – înainte de P.M.I. pentru începutul aprinderii;

X3 = 50 – înainte de P.M.E. pentru începutul evacuării;

X4 = 10 – după P.M.I. pentru sfârșitul evacuării.

C A P I T O L U L II

CALCULUL CINEMATIC AL MOTORULUI

Studiul cinematic al mecanismului bielă-manivelă constă în stabilirea ecuațiilor deplasării, vitezei și accelerației arborelui cotit, bielei și pistonului. Aceste ecuații se determină în mod obișnuit în ipoteza vitezei unghiulare a arborelui cotit, constantă ( = ct.), obținându-se rezultate suficient de precise pentru studiul dinamic al motorului, deși, datorită funcționării ciclice a motoarelor viteza unghiulară a arborelui cotit este variabilă.

II.1. Cinematica arborelui cotit

La toate mecanismele motoare, arborele cotit execută o mișcare de rotație considerată cu viteza unghiulară constantă, = d/dt.

Exprimând mișcarea arborelui cotit în funcție de turația n (rot/min), rezultă: = 2n/60.

Deplasarea unghiulară a arborelui cotit se obține prin integrarea relației =d/dt. Toate punctele manivelei sunt supuse unei accelerații centripete, sau pentru cazul particular al manetonului este : aM = r2 .

II.2. Cinematica mecanismului bielă-manivelă axat

Calculul deplasării pistonului

Pistonul se deplasează între două punctele moarte P.M.I. și P.M.E. Din fig.2 rezultă s = deplasarea pistonului.

S = O’P = OO’ – OP ; OO’ = r + l

OP = OM cos + MP cos

s = S1 + S2 , unde

Pentru exprimarea unghiului , în OMM’ și PMM’ .

;

;

Conform dezvoltării binomului lui Newton avem:

Deci, deplasarea pistonului , s = S1 + S2

Se va calcula deplasarea pistonului pentru un ciclu, deci o rotație completă a manivelei . Calculul se va efectua din 5 în 5 grade.

DIAGRAMA DEPLASĂRII PISTONULUI

Calculul vitezei pistonului

Viteza pistonului se obține derivând expresia deplasării pistonului:

 ;

Se calculează viteza pistonului pentru o rotație completă a manivelei, , cu un pas = 5o.

DIAGRAMA VITEZEI PISTONULUI

Calculul accelerației pistonului

Se calculează accelerația pistonului pentru o rotație completă a manivelei, , cu un pas = 5o.

DIAGRAMA ACCELERAȚIEI PISTONULUI

C A P I T O L U L III

CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL PISTONULUI

III.1. Considerații generale

Pistoanele motoarelor cu ardere internă îndeplinesc următoarele roluri:

asigură, cu ajutorul segmenților, închiderea etanșă a camerei din cilindru în care se produc schimbările de stare ale gazelor;

primesc apăsarea gazelor din cilindru și o transmit arborelui cotit prin intermediul mecanismului motor;

asigură în cazul când nu sunt răcite direct, scurgerea spre cilindru a căldurii primite de la gazele arse:

Ele sunt deci expuse solicitărilor mecanice provocate de forțele din mecanism și unor importante solicitări datorate dilatărilor inegale.

Proiectarea pistonului cuprinde următoarele etape:

desenul pistonului, determinarea dimensiunilor prealabile ale pistonului;

calculul fundului pistonului;

calculul regiunii port-segment;

calculul umerilor pistonului;

calculul strângerii;

calculul profilului pistonului.

Pistoanele motoarelor cu autoaprindere cu turație mare se execută exclusiv din aliaje de Al, de aceea aleg un aliaj de ATC Si 12 Cu Mg Ni KS 1275, întrucât la aceste motoare, eliminarea jocurilor mari și a loviturilor ce le însoțesc prezintă mai multă importanță decât reducerea secțiunilor prin care se scurge căldura, folosind un material cu o conductivitate mai puțin bună din punct de vedere mecanic.

III.2. Dimensiunile prealabile ale pistonului

Pistonul se schițează inițial în raport cu soluțiile constructive pe care le alegem, pe baza datelor statistice existente în literatura de specialitate, în raport cu destinația motorului.

Dimensiunile caracteristice ale pistonului sunt prezentate în figura următoare:

Pistonul se dimensionează pe baza unor date statistice, funcție de destinația motorului, materialul utilizat și soluția constructivă aleasă.

Cele mai multe informații provin de la motoarele ușoare, a căror pistoane realizate în construcție unitară și solicitate aproximativ identic au permis stabilirea unor limite de valori ale dimensiunilor principale, după cum urmează;

grosimea capului :

= 0.09*D = 7.2

lungimea pistonului:

L = 0.9*D = 76

înălțimea de compresie:

Hc = 0.7*D = 50

lungimea mantalei:

Lm = 0.65*D = 46

diametrul umărului:

du = 0.4*D = 32 (mm)

distanța dintre bosaje:

B = 0.35*D = 30 (mm)

grosimea R.P.S. :

s = 0.05*D = 4.105 (mm)

grosimea radială a segmentului de compresie:

ac = 0.04*D = 3.281 (mm)

grosimea radială a segmentului de ungere:

au = 0.041*D = 3.289 (mm)

jocul radial între segment și fundul canalului pentru segment:

ac = 0.5 (mm); au = 0.8 (mm)

diametrul interior al pistonului:

Di = D – 2*(s + ac + ac) = 68.29 (mm)

înălțimea canalului port segment:

H = 2 (mm)

grosimea flancului:

H2 = 3 (mm)

diametrul bolțului:

d = 22 (mm)

diametrul interior al bolțului:

di = 14 (mm)

lungimea bolțului:

l = 71.825 (mm)

masa pistonului (inițială):

mp = 0.290 (kg)

La trasarea profilului unui piston și la fixarea poziției primului segment, va trebui să se țină seama de secțiunile necesare scurgerii căldurii de la fundul pistonului spre cămașa cilindrului. Se admite că aproximativ 85…93 % din căldura primită de fundul pistonului urmează să se scurgă prin masa pistonului la cămașa cilindrului.

III.3. Calculul fundului pistonului

Fundul unui piston este solicitat termic și mecanic. Forța de presiune se transmite prin umerii mantalei la bolț, deformând pistonul. Aceasta, cumulată cu efectele stării termice a capului pistonului care pot reduce rezistența mecanică a materialului la anumite aliaje de Al la jumătate, și cu diferențele locale de temperatură care pot produce tensiuni termice și deformații în piston, duc la concluzia că la calculul fundului unui piston trebuie realizată o optimizare, astfel încât să rezulte niște coeficienți de siguranță c suficienți de mari, pentru a asigura o funcționare ireproșabilă.

Eforturile termice unitare sunt generate de repartiția neuniformă a temperaturilor în capul pistonului și de modul în care acesta se dilată liber sau limitat.

Densitatea fluxului de căldură q (w/m) se asigură prin raportul dintre fluxul de căldură Qp cedată capului pistonului și suprafața acestuia. Cantitatea de căldură Qp reprezintă numai o fracțiune din căldura totală dezvoltată prin ardere.

(W/m2)

unde : Pn = 210 (kW) – puterea nominală;

ge = 0.32 (kg/kW*h) – consumul specific de combustibil la regim nominal;

Hi = 43890 (kJ/kg) – puterea calorică inferioară a combustibilului;

R (mm) – raza cilindrului;

i = 8 – numărul de cilindrii.

Fracțiunea depinde de modul de răcire a pistonului :

= 0.02…0.025 – pentru pistoane nerăcite

= 0.03…0.09 – pentru pistoane răcite mediu

= 0.1…0.15 – pentru pistoane răcite intens

Pistonul nerăcit – evacuarea căldurii acumulate de capul pistonului se face aproape în totalitate prin R.P.S., deci prin conducție dinspre centrul capului spre periferia sa. Variația pistonului neracit este limitată de valoarea puterii specifice Ps care reprezintă raportul dintre puterea nominală și suprafața tuturor capurilor pistoanelor, la motoarele de tracțiune rutieră.

Valorile limită ale Ps sunt : Ps = 20…25 (kW/dm2).

(kW/dm2) – alegem piston încastrat nerăcit.

Alegem = 0.024 .

În cazul pistonului nerăcit, diferența între temperatura centrului, Tr și temperatura periferiei este :

(K)

unde : qr = 1.855*103 (W/m2) – densitatea fluxului de căldură pe direcție radială;

Ri = 34.145 (mm) – raza periferiei capului pistonului;

* = 10.74 (mm) – grosimea medie a capului pistonului;

= 150 (W/mk) – conductivitatea termică a materialului capului pistonului.

Se consideră qr = q (W/m2).

III.4. Calculul efortului unitar rezultant

Eforturile rezultante maxime se dezvoltă în capul pistonului când acesta se află în poziția corespunzătoare atingerii presiunii maxime a gazelor. Eforturile rezultante minime apar la începutul procesului de aspirație.

În primul rând se calculează eforturile unitare rezultante maxime și minime pentru fundul pistonului încastrat, nerăcit, în punctele periculoase din figură.

,p (mm) – grosimea capului pistonului în centrul și respectiv periferia sa;

pz = 6.5 (MPa) – presiunea maximă a gazelor;

pa = 0.09 (MPa) – presiunea din timpul admisiei;

po = 0.1 (MPa) – presiunea mediului ambiant;

1 = 0.322 – raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei.

(m/s2) – accelerația maximă a pistonului

(m/s2) ;

(m/s2) – accelerația pistonului în momentul atingerii presiunii

maxime.

(MPa) (MPa) (kg/m3)

Radial, în centru, pe fibra exterioară.

Radial, în centru, pe fibra interioară.

Radial, la periferie, pe fibra exterioară.

Radial, la periferie, pe fibra interioară.

Tangențial, la periferie, pe fibra exterioară.

Tangențială, la periferie, pe fibra interioară.

Eforturile echivalente:

t1min = r1min t1max = r1max

t2min = r2min t2max = r2max

III.5. Calculul la oboseală al capului pistonului

Acest calcul constă în determinarea coeficientului de siguranță în cele patru puncte periculoase pentru solicitările pe direcția radială și tangențială.

Nu se calculează un coeficient global de siguranță.

c1 = c1r = c1t c3r , c3t și c4r , c4t .

c2 = c2r = c2t

Amplitudinea eforturilor.

vr1 = 45.05 (MPa)

vr2 = 45.05 (MPa)

vr3 = 66.741 (MPa)

vr4 = 66.741 (MPa)

vt3 = 23.359 (MPa)

vt4 = 23.359 (MPa)

Efortul mediu

mr1 = – 181.789 (MPa)

mr2 = 90.536 (MPa)

mr3 = – 70.347 (MPa)

mr4 = – 20.906 (MPa)

mt3 = – 113.593 (MPa)

mt4 = 22.34 (MPa)

Coeficientul de asimetrie

yr1 = 1.659 yr2 = 0.335

yr3 = 1.423 yr4 = – 1.912

yt3 = 1.518 yt4 = – 0.022

Se calculează raportul :

= 0.111 Z = 1.133

În cazul în care rezultă că

În cazul în care rezultă că

unde : 1 = 70 (MPa) – rezistența la oboseală la solicitări de încovoiere, după ciclul

alternant simetric;

c = 120 (MPa) – rezistența la oboseală la solicitarea de încovoiere, după

ciclul pulsant;

o = 1.8*1 = 126 (MPa) – limita de curgere a materialului capului

pistonului;

= 1.05 – coeficient de concentrare a tensiunilor;

= 1 – coeficient dimensional;

– coeficient de calitate a suprafețelor;

1 = 0.95 – pentru punctele 1 și 3;

2 = 0.85 – pentru punctele 2 și 4.

c1r = 1.649

c2r = 1.734

c3r = 2.401

c4r = 1.778

c3t = 3.216

c4t = 2.947

III.6. Calculul regiunii port-segment

Solicitările periculoase apar în primul umăr de segment și în secțiunea transversală prin capul pistonului, la nivelul canalului pentru segmentul de ungere, unde se evidențiată zona slăbită din cauza găurilor sau tăieturilor practicate contra pompajului, sau pentru împiedicarea conducției căldurii către manta.

verificarea primului umăr de segment

Primul umăr de segment este solicitat variabil la încovoiere și forfecare în secțiunea de încastrare, în ciclul pulsant (y = 0), de către forța generată de presiunea maximă a gazelor pz (MPa). Datorită laminării, în primul canal de segment se transmite numai o fracțiune din această presiune maximă a gazelor, și anume, 0.9*pz .

Eforturile unitare maxime de încovoiere și forfecare se determină cu relațiile:

umax = 16.872 (MPa)

umax = 5.879 (MPa)

Efortul unitar rezultant se calculează cu relația :

rez = 20.565 (MPa)

Efortul unitar rezultant rez nu trebuie să depășească valorile de 30-40 (MPa) la pistoanele ușoare sau 60-80 (MPa) la cele din fontă sau oțel.

Condiție îndeplinită.

Coeficientul de siguranță la oboseală pentru încovoiere se determină cu relația :

C = 1.801 (MPa)

verificarea secțiunii transversale prin canalul segmentului de ungere

În canalul de ungere, secțiunea efectivă Acp care delimitează regiunea port-segment de mantaua pistonului este reprezentată în figura următoare. În zona umerilor bolțului, din cauza rigidității ridicate impuse, nu vor fi practicate găuri pentru ungere, sau fante pentru întreruperea fluxului termic către mantaua pistonului.

Această secțiune este solicitată variabil după un ciclu asimetric la care valorile maxime și minime ale eforturilor unitare de comprimare-tracțiune se determină cu relațiile:

Vcp = 0.062 (dm3)

Mcp = *Vcp Mcp = 0.168 (kg)

Acp = 429.209 (mm2)

în care: Mcp (kg) – masa capului pistonului, determinat de secțiunea prin canalul

segmentului de ungere;

Acp (mm2) – aria secțiunii întrerupte de găurile sau de fanta din canal;

h = 0.5 (mm) – diferența dintre înălțimea canalului de la segmentul de

ungere și cea a diametrului găurii din regiunea canalului de umplere;

dg = 2 (mm) – diametrul găurii din regiunea canalului de ungere de la

segmentul de ungere.

Efortul unitar maxim de comprimare în secțiunea transversală a canalului segmentului de ungere:

cmax = 44.408 (MPa)

Efortul unitar minim de întindere în secțiunea transversală a canalului segmentului de ungere:

cmin = 12.806 (MPa)

Amplitudinea eforturilor unitare normale în secțiunea canalului segmentului de ungere:

v = 28.607 (MPa)

Efortul unitar normal mediu în secțiunea canalului de ungere:

m = 15.801 (MPa)

Coeficientul de asimetrie:

y = 0.288 1 = 0.111

Coeficientul de siguranță la oboseală se calculează cu relațiile:

dx = 1.81 dz = 1.133

Deoarece dx > dz vom folosi următoarele relații:

C = 3.416

III.7. Calculul umerilor pistonului

Umerii pistonului sunt solicitați variabil la încovoiere după un ciclu alternant. În cazul în care se folosesc aliaje ușoare, în umeri pot apărea și eforturi unitare de fretaj la rece, situație în care pistonul trebuie încălzit înaintea montării bolțului.

Presiunea convențională maximă ce se dezvoltă în umeri prin apăsarea bolțului nu trebuie să depășească anumite valori pentru care uzurile devin inacceptabile.

Calculul lui pumax în (MPa) se face cu relația:

(MPa)

pu max = 33.261 (MPa)

Se consideră că forța din bolț se distribuie uniform pe lungimea umerilor pistonului.

Presiunea uniform liniar distribuită pe bosaj:

(MPa)

unde: p = pa => Jmax

p = pa => Jz

Mp’ (kg) – masa pistonului echipat cu segmenți;

Mp’ = Mp + Ms (kg)

Momentul în secțiunea A-A de încastrare a grinzii (umărului), calculat la începutul admisiei și la începutul destinderii:

(MPa)

Eforturile sunt următoarele:

x = d/dn = 0.651

Eforturilor unitar de încovoiere maxim în umerii pistonului la începutul procesului de destindere:

(MPa)

Efortul unitar de încovoiere minim în umerii pistonului, la sfârșitul procesului de aspirație:

(MPa)

Amplitudinea eforturilor unitare și efortul unitar mediu de încovoiere în umerii pistonului:

v = 25.691 (MPa)

Efortul unitar normal mediu în de încovoiere în umerii pistonului:

m = 18.384 (MPa)

Coeficientul de asimetrie:

y = – 0.166 1 = 0.111

Coeficientul de siguranță la oboseală se calculează cu relațiile:

dx = 1.397 dz = 1.133

C = 2.996

C A P I T O L U L IV

CONSTRUCTIA SI CALCULUL BOLȚULUI

IV.1. Considerații generale

Bolțul este unul din organele cele mai solicitate și mai supuse uzurii. Trebuie să îndeplinească condiția de a avea o masă cât mai mică posibilă. Bolțul suportă forțe atât de mărime variabilă cât și de sens alternativ. Aceste forțe supun bolțul la încovoiere alternativă și la ovalizare. Materialul bolțului este supus la oboseală. Date fiind condițiile grele de lucru, bolțul se execută din oțel aliat de cementare: 21MoMnCr 12 (STAS 7450-86).

Având în vedere că pentru piston am proiectat o gaură pentru bolț de d=22(mm), adopt tratament termic de călire, evitându-se modificările dimensionale în timpul funcționării. Suprafața bolțului se cementează pe întreaga lungime, pe o adâncime de 0.6…1 (mm).

IV.2. Predimensionarea bolțului. Date de proiectare

Adopt soluția constructivă de bolț flotant în piciorul bielei și în bosaje, pentru a avea o uzură a bolțului pe toată suprafața acestuia. Rotindu-se, bolțul este solicitat în ciclu alternant simetric.

Experimental s-au determinat intervalele de valori pentru dimensiunile constructive ale bolțului.

Când bolțul este flotant în ambele îmbinări, se prevăd inele de siguranță din sârmă care asigură bolțul contra deplasărilor axiale. Dimensiunile canalelor și inelelor de siguranță sunt următoarele:

d = 22 (mm); b = 7 (mm); c = 6 (mm); d1 = 24.6 (mm); d2 = 1.5 (mm);

d3 = 23.7 (mm); e = 23.7 (mm); r = 0.8 (mm); g’ = 21.5 (mm).

IV.3. Schema de încărcare

In figura următoare se prezintă schema de încărcare a bolțului, ținând cont de faptul că, în timpul funcționării, bolțul este flotant atât în bielă cât și în bosaje. Se consideră bolțul ca o grindă simetrică rezemată la mijloc pe distanța b, pe care sarcina se distribuie uniform. În bosaje, sarcina se distribuie uniform și liniar.

Observație: Întrucât pe parcursul funcționării bolțul execută o rotație completă, astfel încât un punct de pe suprafața exterioară va fi inițial solicitat de o forță maximă (când se află spre camera de ardere), și de aceeași forță când se află în partea de jos, eforturile fiind în acest caz egale, dar de semne contrare. Se impune, deci, un calcul la oboseală după un ciclu alternant simetric.

Forțele care încarcă îmbinarea bolț-bucșă bielei sunt:

(N) Fmax = 3.436104 (N)

(N) Fmin = 1.218104 (N)

unde: mpe = 0.62 (kg) masa pistonului echipat cu segmenți;

(kg) mb = 0.168 (kg)

IV.4. Calculul de verificare la uzură

Este necesar calculul a două presiuni convenționale maxime:

presiunea dintre bolț și bosaj:

(MPa); (MPa)

presiunea dintre bolț și bucșa bielei:

(MPa); (MPa)

Normal pa < pb .

Va rezulta: dbmin = 20.433 (mm)

IV.5. Calculul de verificare la încovoiere

Momentul de încovoiere maxim apare în secțiunea A-A și este dat de relația:

; deci:

unde = di/d ;

(MPa)

Verificarea făcându-se la oboseală în ciclul alternant simetric, efortul minim de încovoiere va fi:

(MPa)

Atunci, amplitudinea eforturilor la oboseală la încovoiere:

(MPa)

Efortul mediu la oboseală la încovoiere: m = 0 (MPa).

Coeficientul de rezistență la oboseală la încovoiere:

c = 1.001

unde: – coeficient efectiv de concentrare a tensiunilor la solicitările variabile;

– coeficient de calitate al suprafeței (pentru bolț cementat cu suprafață

lustruită;

– factor dimensional (oțel aliat, fără concentratori)

IV.6. Calculul de verificare la forfecare

Secțiunea cea mai solicitată la forfecare este cea situată între bosaj și piciorul bielei. Efortul unitar la forfecare se calculează cu formula lui Jurawski:

(MPa) = 112.736 (MPa)

Valoarea admisibilă este: adm = 80…120 (MPa), deci verifică.

IV.7. Calculul de verificare la ovalizare

Presupunem că bolțul este o grindă curbă în secțiunea transversală, încărcată cu o sarcină sinusoidală. Solicitarea la ovalizare apare în secțiune longitudinală. Eforturile unitare de încovoiere într-o secțiune oarecare iau valori diferite pe fibra interioară și pe fibra exterioară. Acestea sunt date de relațiile de mai jos rezultând valori mai mici decât efortul admisibil de ovalizare a=78.21(MPa).

(MPa)

= 78.2161 (MPa)

(MPa)

= – 172.6844 (MPa)

(MPa)

= 194.9978 (MPa)

(MPa)

= – 267.7057 (MPa)

Deformația diametrului de ovalizare se limitează, pentru a preveni griparea bolțurilor în locașuri. Deformația maximă de ovalizare este dată de relația:

(mm); dmax = 2.76310-3 (mm)

(mm).

C A P I T O L U L V

CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL SEGMENȚILOR

V.1. Considerații generale

Segmenții se definesc ca organe de etanșare. Sub acțiunea forței elastice, segmentul este aplicat tot timpul pe cilindru. Sub acțiunea forței normale, pistonul basculează, apropiindu-se și depărtându-se de oglinda cilindrului, rezultă că segmentul se deplasează radial în canalul pistonului, eliminând astfel eventualele particule de cocs, particule preluate de pelicula de ulei, regăsite apoi, prin filtrare în filtru. Ca material pentru primul segment se recomandă a fi oțelul. Chiar dacă nu posedă proprietăți satisfăcătoare de alunecare, se folosește oțelul deoarece fonta nu poate satisface cerințele de rezistență impuse.

Al doilea segment, de etanșare, are următoarea formă a secțiunii ca în figura alăturată.

La această formă, etanșarea e bună după un timp de rodaj relativ scăzut. Etanșarea se face pe o suprafață mică. Rezultă un contact bun pe toată suprafața. Pe planul superior al segmentului s găsește inscripționat cuvântul “TOP”, ce reprezintă partea care se montează spre segmentul de foc (spre camera de ardere). Această formă geometrică generează cu ușurință pana de ulei în cursa spre P.M.I., și raclează uleiul în cursa spre P.M.E.

Materialul pentru segmentul de etanșare este fonta martensitică cu grafit lamelar fin repartizat uniform, cu rețea de eutectic fosforos. Acest material satisface bine cerințele unui material antifricțiune.

Segmentul de ungere se caracterizează prin presiune medie elastică ridicată, jocuri reduse între segment și fețele laterale ale canalului din piston, prezența unor cavități unde se adună uleiul răzuit de pe pereții cilindrului. Numărul fețelor răzuitoare este dublu, înălțimea segmentului se mărește, înălțimea suprafeței efective de sprijin se micșorează. Segmentul este cu ferestre, prevăzut cu două margini cu flancurile paralele, rezultând presiuni de apăsare mai mari pe oglinda cilindrului ca în figura alăturată.

Acest calcul are obiectivele:

să stabilească forma segmentului în stare liberă, și mărimea rostului astfel încât, prin strângere pe cilindru, segmentul să dezvolte o repartiție de presiune determinată.

să stabilească cele două dimensiuni de bază ale segmentului: a, h.

să verifice ca eforturile unitare ce apar în segment la deschiderea lui pentru montaj să nu depășească limita admisibilă.

să verifice rostul la cald pentru a preveni impactul dintre capete în timpul funcționării.

stabilirea legii de repartiție a presiunilor.

Principala funcție a segmenților este de etanșare. În funcție de motorul de proiectat alegem o lege de repartiție a presiunii radiale a segmentului astfel încât să se realizeze o etanșare cât mai bună.

Legea de repartiție a presiunilor este următoarea:

(MPa)

unde: pe = 0.3 (MPa) – presiune medie elastică

La segmentul de ungere, presiunea elastică este sensibil mai mare decât la cel de foc, și se obține prin reducerea suprafeței de contact. Cu cât pe este mai mare, pulsația segmentului diminuează, crește frecvența oscilațiilor proprii și se intensifică transferul de căldură dintre segment și cilindru. Presiunea medie elastică a segmentului de ungere se determină cu relația:

(MPa) pen = 0.78 (MPa) (mm)

unde: hr (mm) – înălțimea redusă a segmentului de ungere.

In =560 (mm4)– momentul de inerție a secțiunii transversale, în raport cu axa

ce trece prin fibra neutră a solicitării de încovoiere generată de

montajul în cilindru (mm4).

h*(mm) – înălțimea totală a marginilor ce vin efectiv în contact cu cilindrul.

Forma segmentului în stare liberă.

Segmenții se fabrică prin copiere. Pentru aceasta se dă forma segmentului în stare liberă, în coordonate polare. În figura alăturată este dată forma segmentului în stare liberă (II) și în stare montată (I) în cilindru, indicând și mărimile geometrice caracteristice formei libere:

(mm)

unde: r (mm) – raza medie a formei în stare montată (circulară);

(mm) – raza vectoare a formei libere;

(grd) – unghiul razei vectoare.

Astfel, un punct Bo de pe segmentul în stare montată (I), aflat la unghiul față de capul diametral opus rostului, ajunge în punctul B în stare liberă (II) la unghiul și raza .

unde:

I – moment de inerție (mm4) .

Coordonate polare ale conturului segmentului în stare liberă

V.2. Calculul segmentului la solicitări de montaj

În timpul montajului se caută ca eforturile să fie aceleași cu cele din timpul funcționării. Pentru montare, segmentul se aplică pe piston. Raza fibrei medii de mărește. Secțiunea periculoasă este tot în zona rostului pe fibra interioară. Condiția de montaj este m a .

Momentul produs în secțiunea de suma tuturor forțelor din dreapta secțiunii;

(Nmm)

Forța normală în secțiunea ;

(MPa)

Eforturile maxime apar în secțiunea diametral opusă rostului, la montarea segmentului;

(MPa)

unde: m = 1 – când se aplică forțe tangențiale pentru deschiderea rostului;

m = 0.5 – când se folosește cleștele de montaj special. Adopt m = 0.5:

Rostul la cald în stare montată;

(mm)

unde: Sc = 0.144 (mm) – valoarea rostului impus pentru condițiile funcționării la

cald;

c , s – coeficienții de dilatare termică liniară a cilindrului, respectiv segmentul

(K-1);

Tc, Ts – diferențele de temperatura la care se încălzește cilindrul, respectiv

segmentul;

Ts = Ts – To = 530 – 293 = 273 (k)

Tc = Tc – To = 390 – 293 = 97 (k)

Rostul la rece în stare montată;

(mm) Sr = 0.252 (mm)

C A P I T O L U L VI

CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL BIELEI

VI.1.Generalități

Biela are rolul de a transmite forța de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit, și de a transforma mișcarea alternativă de translație a pistonului în mișcare de rotație a arborelui cotit.

Calculul se va executa pentru piciorul, corpul, capul și șuruburile bielei.

Biela este solicitată la compresiune și flambaj de forțele generate de presiunea gazelor din cilindru, și la întindere-compresiune de forța de inerție a maselor în mișcare de translație alternativă. Materialul pentru bielă trebuie să posede o rezistență ridicată la oboseală, o plasticitate corespunzătoare datorită șocurilor ce apar în funcționare, și o greutate specifică redusă. Astfel, materialul folosit pentru bielă este un oțel aliat cu marca 34MoCrNi15 ce are următoarele caracteristici:

– limita de curgere la tracțiune , c=1000 (N/mm2)

– rezistența la rupere prin tracțiune, r=1300 (N/mm2)

– alungirea la rupere, As=9 %

– tratament termic : călire-revenire

Materialul pentru bucșă (cuzinetul) din piciorul bielei este CuAl10Fe3.

VI.2. Calculul de verificare al piciorului bielei

Piciorul bielei este supus la următoarele solicitări:

– de întindere, produsă de forța rezultantă minimă din piston(la începutul admisiei);

– de comprimare, produsă de forța rezultantă maximă din piston (la începutul destinderii);

Eforturile produse de aceste solicitări se sumează algebric cu eforturile de fretaj. Eforturile se calculează în șase puncte:

-pe fibra interioară și exterioară, în secțiunea = 0;

-analog, pentru secțiunea = /2;

-analog, pentru secțiunea = – unghiul de racordare.

Apar astfel în cele șase puncte eforturi maxime și minime rezultante, pe baza cărora se determină coeficienții de siguranță la oboseală .Inițial se predimensionează piciorul bielei în funcție de intervalele de valori prescrise în documentație.

– diametrul exterior al bolțului: d = 22 (mm);

– diametrul exterior al piciorului: de = 28 (mm);

– grosimea peretelui piciorului: h = 4 (mm);

– grosimea peretelui bucșei: hb = 1,5 (mm);

– diametrul interior al piciorului: di = 25.52 (mm);

– masa bolțului: mb = 0.092 (kg);

– unghiul de racordare: = 1300 = 2,2689 (rad).

VI.3. Eforturi unitare de încovoiere

Forța minimă ce solicită piciorul se datorează forței de inerție:

(N)

Se consideră forța concentrată de o parte și de alta a piciorului , simetric față de axa bielei, la unghiul = 300 = 0,5235 (rad).

M și N reprezintă momentul, respectiv forța normală dintr-o secțiune oarecare față de secțiunea

O-O.

Pe secțiuni, M și N se calculează cu relațiile:

(N)

– pentru = 00: M(0)=M0+r(Nm)

(N)

– pentru = : (Nm)

(N)

– pentru = 1300 : (Nm)

(N)

Pentru calculul eforturilor minime vom determina constanta k dată de relația :

Eforturile unitare minime se vor calcula cu relațiile :

(Nm)

(Nm)

(Nm)

(Nm)

(Nm)

(Nm)

Eforturile unitare maxime sunt produse de forța de presiune a gazelor, Fp, dată de relația :

(N)

Se consideră o distribuție sinusoidală ca în figură, cu p = k și k=, în aceleași secțiuni (1-2, 3-4, 5-6) se calculează momentele și forțele normale maxime.

(MPa)

în care:

– pentru =00:

(MPa)

N(0)=N0cos =171.7 (N)

– pentru :

(Nm)

(N)

– pentru =1300 :

(Nm)

(N)

Eforturile unitare maxime se calculează cu relațiile, având constanta k calculată anterior :

(Nm)

(Nm)

(Nm)

(Nm)

(Nm)

(Nm)

VI.4. Eforturile de fretaj

Solicitarea de fretaj este o solicitare de compresiune. Ansamblul picior-bucșă se asimilează cu un sistem de două tuburi fretate, confecționate respectiv din oțel și bronz. În timpul funcționării bucșa se dilată mai mult decât piciorul bielei, producând o solicitare suplimentară.

Strângerea la rece care asigură fretarea bucșei din bielă în picior este:

(mm)

Strângerea la cald este dată de relația: [mm]

în care :; (K-1) – coeficienți de dilatare liniară ai

materialului bucșei , respectiv piciorului.

T = 900; T0 = 290 (K).

Presiunea de fretaj reprezintă presiunea specifică dată de fretarea bucșei și se calculează cu relația :

(MPa) ,

unde : = 0,3 – coeficientul lui Poisson.

Eforturile unitare de fretaj în fibra exterioară și interioară , determinate de presiunea de fretaj :

(MPa)

(MPa)

VI.5. Calculul coeficienților de siguranță

Pentru cele trei secțiuni coeficienții de siguranță la oboseală se calculează după algoritmul următor, pe fibra exterioară și interioară :

(MPa)

(MPa), unde j = 2,4,6;

(MPa);

(MPa), unde j = 1,3,5;

– efortul unitar mediu : (Mpa), j = 1…6;

– amplitudinea eforturilor rezultante : (MPa), j =1…6;

– coeficientul de siguranță :

unde : = 1; = 1; = 0,75; = 0,12; -1 = 370 (MPa); j =1…6

Cu ajutorul algoritmului de mai sus , valorile coeficienților de siguranță în cele șase puncte vor fi :

– punctul 1 :

(MPa)

(MPa)

(MPa)

(MPa)

– punctul 2 :

(MPa)

(MPa)

(MPa)

(MPa)

– punctul 3 :

(MPa)

(MPa)

(MPa)

(MPa)

– punctul 4 :

(MPa)

(MPa)

(MPa)

(MPa)

– punctul 5 :

(MPa)

(MPa)

(MPa)

(MPa)

punctul 6 :

(MPa)

(MPa)

(MPa)

(MPa)

VI.6. Calculul corpului bielei

Marea majoritate a bielelor au corpul în profil I. Dimensiunile caracteristice a acestui profil sunt cele din figură.

Secțiunea mediană este supusă la întindere-compresiune. Corpul bielei este solicitat la flambaj și în planul de oscilație al bielei și în planul perpendicular pe acesta.

În figura următoare avem :

– dc- diametrul capului bielei : dc = dm+2cv= 46 (mm)

unde – dm= 48 (mm)

– l- lungimea dintre axele piciorului și capul bielei

L- secțiunea mediană a corpului bielei

(L crește aproximativ liniar între Lp și Lc)

(mm)

unde Lp=17.42 (mm); Lc=21.52 (mm)

– lățimea tălpilor : B= 0,75(mm)

– grosimea inimii: (mm)

– grosimea tălpii: (mm)

– lățimea inimii: (mm)

Calculele se fac în secțiunea minimă, ce se consideră la o distanță x=10 mm față de diametrul exterior al piciorului bielei și în secțiunea medie ce se află la o distanță:

xm= (mm)

În secțiunea minimă în calcul se utilizează forțele Fi ,forța de inerție , și Fp, forța de presiune a gazelor , date de relațiile :

(N)

unde : – (Kg)

– (kg/dm3) ;

– mb=0,092 [kg] masa bolțului ;

– mpe=0,645 [kg] masa pistonului echipat cu segmenți.

Aria secțiunii minime este : (mm2), în care dimensiunile B’ ,B’1 ,L’2 se consideră cu 1…2 (mm) mai mici decât dimensiunile B, B1, L2. Eforturile unitare de întindere din secțiunea minimă se determină cu relațiile :

(MPa)

(MPa)

Coeficientul de siguranță în această secțiune se calculează cu relația :

unde : – (MPa)

– (MPa)

– ; ; ; ; (MPa) .

În secțiunea medie , pentru calculul de verificare se ține cont de solicitarea corpului bielei la flambaj, considerându-se biela articulată în planul de oscilație Y-Y, și încastrată în planul X-X. Forțele ce se vor folosi în calculul eforturilor unitare de flambaj sunt date de următoarele relații :

(N)

(N)

unde : (mm)

Aria secțiunii medii este : (mm2). Eforturile unitare de flambaj se determină cu relațiile :

(MPa)

(MPa)

unde : – c = 0,004 – caracteristica materialului ;

– (mm4) -moment de inerție față de axa X-X ;

– (mm4) -moment de inerție față de axa Y-Y

(N)

Coeficienții de siguranță pentru planele X-X, respectiv Y-Y, se calculează cu relațiile:

– planul X-X :

unde : – (MPa)

– (MPa)

– ; =0,85; =0,75; r=0,12; -1=370 (MPa) .

– planul Y-Y :

unde : – (MPa)

– (MPa)

-; =0,85; =0,75; r=0,12; -1=370 (MPa)

VI.7. Calculul capului bielei

Capul bielei este supus la întindere și compresiune. Întrucât capul este racordat larg cu corpul bielei, solicitarea de compresiune este redusă, drept urmare capul se va verifica numai la solicitarea de întindere.

Datorită strângerii capacului bielei, capul este asimilat cu o bară curbă continuă, încastrată în corpul bielei, în secțiunile din dreptul locașurilor pentru capul șuruburilor de asamblare, ca în figură.

Predimensionarea capului bielei :

– dm = 46 (mm), diametrul fusului maneton ;

– bc = lm = (0,45…0,65)dm = 30 (mm), lățimea capacului bielei, respectiv a manetonului.

– hco = 1,5 (mm), grosimea cuzinetului ;

– dc = dm+2hco = 49 (mm), diametrul interior al capului bielei;

– = 1300, unghi de încastrare ;

– lc = 80 (mm), distanța dintre axele șuruburilor de bielă;

– =7,6 (Kg/dm3), densitatea materialului bielei.

Solicitarea de întindere este produsă de forța rezultantă Fic dintre forțele maxime de inerție dezvoltate de masele cu mișcarea de translație și de partea presupusă în rotație din masa bielei, fără a include aici masa capacului mc.

Această forță este dată de relația :

(N)

unde: – mt = mpe + mb = 0,792 (kg)

– (kg);

– (kg)

Momentul încovoietor M0 și forța normală N0 ce apar în secțiunea periculoasă se vor calcula cu relațiile :

(Nm)

(N)

Efortul unitar corespunzător se va calcula cu formula următoare :

(N), icad = 100…300 (N)

unde : -, coeficient de repartiție a momentului, în care :

– (mm4), momentul de inerție al secțiunii capului ;

-(mm4), momentul de inerție al secțiunii cuzinetului ;

– ,coeficient de repartiție al forței normale;

– (mm2), aria secțiunii capului ;

– (mm2), aria secțiunii cuzinetului;

– ,modulul de rezistență al secțiunii considerate.

VI.8. Verificarea deformației

Forța Fic produce deformația capului bielei, care ia valoarea maximă fc, în plan perpendicular pe axa bielei. Pornind de la energia de deformare rezultă : ,

– condiția necesară pentru asigurarea peliculei de ulei.

Unde : – cu = (0,0003…0,0030)dm = 0,001dm, jocul dintre maneton și cuzineți ;

– E = 2,1-5 (N/mm2).

Înlocuind obținem :

, condiție verificată.

VI.9. Calculul șuruburilor

Șuruburile de bielă se dimensionează inițial, apoi se calculează rezistența lor mecanică și se determină momentul de restrângere astfel încât să reziste la oboseală, iar forța în îmbinare să nu devină nulă în timpul funcționării.

Din punct de vedere dimensional, șurubul se prezintă în figură, iar ansamblul forțelor care-l solicită este redat în figură.

În funcționare, când capul bielei este solicitat la întindere cu forța Fic, fiecărui șurub și organele strânse de el li se repartizează forța Fs dată de relația :

(N) , unde z=2-numărul de șuruburi.

La montarea capacului bielei, se aplică șuruburilor forța de strângere F0. Se recomandă :

F0=(2…3)Fs=15899,88 (N)

Atunci forța totală va fi :

(N)

Diametrul interior al șurubului se determină cu formula :

unde : – c = 3,5 – coeficient de siguranță la curgere ;

– c = 850 – limita de curgere a materialului.

C A P I T O L U L VII

CALCULUL DINAMIC AL AUTOTURISMULUI ECHIPAT CU MOTORUL DIN PROIECT

VII.1. Date despre autovehicul

– cilindreea: Vt = 1386 (cm3)

– puterea maximă: Pn = 75 (kW)

– turația la putere maximă: nn = 5000 (rot/min)

– momentul maxim: Mcmax = 400 (Nm)

– turația la moment maxim: nM = 3300 (rot/min)

Dimensiuni:

– lungime: La = 5.034 (m)

– lățimea: la = 1.880 (m)

– înălțimea: Ha = 1.440 (m)

– ampatament: A = 2.882 (m)

– ecartament: E = 1.591 (m)

– masa totală a autovehiculului: ma = 2400 (kg)

– greutatea autovehiculului încărcat cu sarcina nominală:

Ga = ma g = 2.354104 (N)

– masa admisă pe axa 1: m1 = 1200 (kg)

– masa admisă pe axa 2: m2 = 1200 (kg)

Greutatea totală este aplicată în centrul de masă al autovehiculului, iar repartiția ei pe punțile din față și din spate este funcție de coordonatele centrului de greutate.

– greutatea repartizată pe puntea față: G1 = m1 g

G1 = 1.177104 (N)

– greutatea repartizată pe puntea față: G2 = m2 g

G2 = 1.177104 (N)

Coordonatele centrului de greutate sunt:

aCg = 2.517 (m)

bCg = 2.517 (m)

Autoturismul este echipat cu pneuri 225/60 R16 W.

– lățimea exterioară a secțiunii transversale: B = 0.225 (m)

– diametrul interior al anvelopei: d = 16 (inch), d = 0.4064 (m)

– înălțimea exterioară a secțiunii transversale: Hp = 0.6 B

– diametrul exterior al anvelopei: D = 2Hp + d = 0.676 (m)

– raza liberă: ro = D/2 = 0.338 (m)

– coeficientul de rulare: = 0.93

– raza de rulare: rr = ro = 0.315 (m)

Viteza maximă de deplasare: Vmax = 250 (km/h)

Panta maximă pe care autoturismul o poate urca: p = 45%

Autoturismul este echipat cu o cutie de viteze mecanică, cu șase trepte de mers înainte și o treaptă de mers înapoi.

VII.2. Caracteristica externă a motorului

Prin caracteristica externă se înțelege funcția de dependență a puterii motorului și a momentului motor de viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit, la admisiune totală, reglajele motorului și temperatura de funcționare fiind cele optime.

Curba de putere efectivă

Folosim exprimarea analitică a caracteristicii externe, din care puterea va rezulta în kW.

Pmax =Pn e = 0.55

e – este coeficientul de elasticitate al motorului

Curba de moment

Determinăm mai întâi viteza unghiulară a arborelui cotit la putere maximă și, apoi, momentul la putere maximă, Mp, cu relațiile:

(rad/sec)

Curba de moment este dată de relația:

VII.3. Etajarea cutiei de viteze

Determinarea raportului de transmitere al angrenajului principal

Calculul raportului de transmitere al angrenajului principal se face din condiția obținerii vitezei maxime, pentru raportul de transmitere din cutia de viteze egal cu 1. În acest caz avem:

unde: – m este viteza unghiulară a arborelui motor.

– m este viteza unghiulară a roților motoare ale autoturismului

Turația arborelui cotit la viteză maximă se determină în funcție de turația arborelui motor la putere maximă.

adopt: nVmax = 1.25nn = 7.5103 (rot/min)

Determinarea raportului de transmitere în treapta I

Se face din condiția de urcare a rampei maxime p impuse de tema de proiectare, autoturismul fiind încărcat cu sarcina nominală Ga .

Considerând coeficientul de rezistență la rulare f = 0.02, urcarea rampei se face la valoarea maximă a momentului motor.

Unghiul rampei va fi: max = 30.960 o

Pe această rampă rezistențele la deplasarea autovehiculului sunt cele legate de rularea pe rampă și componenta greutății pe rampă.

(N)

(N)

max – coeficientul rezistenței totale a drumului.

Forța necesară la roți este: Fr = Rr + Rp = 1.251104 (N)

Randamentul total al transmisiei este: m = 0.90…0.92 alegem m = 0.92 .

Determinarea rației progresiei geometrice a rapoartelor de transmitere

Se folosește o cutie de viteze cu: nt = 6 trepte.

Rația va fi:

Determinarea rapoartelor pentru treptele de viteze ale cutiei

Rapoartele cutiei de viteze vor fi:

iSV1 = 3.006; iSV2 = 2.283; iSV3 = 1.734; iSV4 = 1.317; iSV5 = 1; iSV6 = 0.759.

Vitezele maxime de deplasare ale autoturismului, în fiecare treaptă de viteză

Vom calcula vitezele maxime de deplasare pentru regimul nominal, pentru regimul de suprasarcină și pentru regimul de mers în gol, în toate treptele de viteză.

VII.4. Caracteristica dinamică

= calculul factorului dinamic

Pentru trasarea caracteristicii dinamice avem nevoie de forța excedentară. Această forță reprezintă diferența dintre forța tangențială la roata în fiecare treaptă de viteză și rezistența aerului.

Fe (n, j) = Fr (n, j) – Ra (Va (n, j))

= rezistența specifică totală a drumului

– drum orizontal: (0) = 0.02

– drum înclinat: (max) = 0.107

= caracteristica dinamică a autovehiculului

Caracteristica dinamică a autoturismului se folosește pentru stabilirea unor parametrii ce privesc dinamica autovehiculului, cum ar fi: viteza maximă pe un drum cu un coeficient oarecare al rezistenței specifice, rampa maximă pe care o pot urca, rezistența specifică maximă a drumului ce poate fi învinsă de automobil, limitarea de către aderență a factorului dinamic.

Viteza maximă.

Ținând seama de caracteristica dinamică, la o valoare a rezistenței specifice, ducând o paralelă la axa vitezelor, proiecția pe această axă a punctului de intersecție cu una din curbele de variație ale factorului dinamic ne dă viteza de deplasare a autoturismului.

După cum se observă din figura de mai jos viteza maximă de deplasare a autoturismului este, pe un drum cu rezistență specifică Yp de 13.24 (m/s), iar pe un drum cu rezistență specifică Yo de 69 (m/s).

CARACTERISTICA DINAMICĂ A AUTOTURISMULUI

= calculul factorului dinamic limită funcție de aderență

– coeficient de aderență: = 0.6

– greutatea de aderență: Gad = 1.177104 (N)

– forța maximă la roțile motoare trebuie să fie mai mică sau cel mult egală cu forța de aderență:

(N)

Factorul dinamic limită se poate calcula folosind relația:

VII.5. Demarajul autovehiculului

Punerea în evidență a performanțelor autovehiculului se realizează prin analiza capacităților de demarare. Aceasta se face prin determinarea accelerațiilor, a timpului și a spațiului de demarare.

= accelerația autovehiculului la demaraj

Accelerația caracterizează calitățile dinamice pentru condiții identice, mărimea acesteia influențând direct proporțional valoarea vitezei medii de deplasare. Accelerațiile autovehiculului depind de valoarea factorului dinamic și de coeficientul maselor în mișcare de rotație la treptele de viteză considerate.

Coeficientul maselor în mișcare de rotație se calculează cu expresia:

– pentru drum orizontal:

– pentru drum înclinat:

ACCELERAȚIA LA DEMARARE PE UN DRUM ORIZONTAL

ACCELERAȚIA LA DEMARARE PE UN DRUM ÎNCLINAT

= determinarea accelerațiilor maxime, funcție de aderență

Valoarea maximă a factorului dinamic depinde de aderența roților motoare cu calea de rulare și, prin urmare, și accelerația maximă a autovehiculului va depinde de aderență.

– pentru drum orizontal:

– pentru drum înclinat:

= determinarea rampei maxime pe care o poate urca autoturismul

rampa pe care o poate urca autoturismul în anumite condiții.

Rampa pe care o poate urca autoturismul se determină pentru un cuplu motor maxim, și treapta I a cutiei de viteze.

Bibligrafie

Radu Gaiginschi – “ Motoare cu ardere internă. Calcul și construcție” vol.I :

1997.

Radu Gaiginschi – “ Motoare cu ardere internă. Calcul și construcție” vol.II :

1997.

Radu Gaiginschi – Calculul și construcția motoarelor cu ardere internă : (curs),

Grunwald B – “ Teoria, calculul și construcția motoarelor cu ardere internă”;

1968.

Golgoțiu Eugen – “ Motoare cu ardere internă” :1995.

Neculăiasa Vasile – “ Dinamica autovehiculelor” : 1997.

Neculăiasa Vasile – Dinamica autovehiculelor : (curs)