. Calculul Si Constructia M.a.i

Tema de proiect:

Să se proiecteze un motor cu piston în patru timpi cu aprindere prin comprimare care are următoarele caracteristici:

puterea maximă efectivă: Pe=156 kW

turația corespunzătoare puterii maxime: np=1900 rot/min

numărul de cilindri: i=6

Forțele și momentele din mecanismul motor. Ordinea de aprindere

Cinematica mecanismului bielă-manivelă. (fig.1.1)

Figura 1.1Mecanismul bielă-manivelă

s – deplasarea pistonului

unde: r – raza manivelei [m]

S=0,134 [m] – cursa pistonului

α – unghiul de rotație al arborelui cotit

β – unghiul dintre bielă și axa cilindrului

b – lungimea bielei

Pentru motorul din tema de proiect, care este destinat autoutilitarelor și totodată ținând cont că este de tip MAC intervalul de variație a lui Λ este (1/3,8 … 1/4,5).

Alegem Λ=1/4.

wp – viteza pistonului

ω – viteza unghiulară [s-1]

np=1900 [rot/min] – turația de putere

jp – accelerația pistonului

Forța de presiune a gazelor.

Fp – forța de presiune a gazelor

D=0,100[m] – diametrul alezajului

p – presiunea din cilindru

pcart – presiunea din carter

pcart=po=1 – presiunea atmosferică

Presiunea din carter variază în funcție de poziția pistonului. Pentru a obține valorile presiunii din carter folosim diagrama indicată p-V .

Folosind relațiile de mai sus se obțin următoarele valori:

Forțele de inerție.

a). Forțele de inerție ale maselor care au o mișcare de translație:

FA – forța de inerție a maselor care au o mișcare de translație

mgp – masa grupului piston [g]

mBp – fracțiunea din masa bielei care execută o mișcare de translație

unde mB reprezintă masa bielei

b). Forțele de inerție ale maselor aflate în mișcare de rotație:

FR – forța de inerție a maselor aflate în mișcare de rotație

mcot – masa neechilibrată aflată în mișcare de rotație a cotului

Forțele din mecanismul motor: (fig.1.2)

Figura 1.2 Forțele mecanismului bielă-manivelă

F – forța rezultată aplicată de piston în articulație

F=Fp+FA [N] (1.7)

Forța F se descompune în două componente:

B componenta după axa bielei

N componenta normală pe axa cilindrului

unde:

Forțele care acționează asupra fusului maneton și fusului palier se determină deplasând forța B în butonul de manivelă (punctul M) și descompunând-o după două direcții:

una tangențială la maneton – forța T

una normală la maneton – forța ZB

Folosind relațiile de mai sus se obțin următoarele valori:

Momentul motor:

M – momentul motor instantaneu

Steaua manivelei și ordinea de aprindere:

Figura 1.3 Arborele cotit pentru motorul cu 6 cilindri în linie

Figura 1.4 Ordinea de aprindere la motorul cu 6 cilindri

Varianta optimă: 1 – 5 – 3 – 6 – 2 – 4 – 1

Figura 1.5 Schema de lucru a unui motor cu 6 cilindri în linie.

Folosind relația (1.13) se poate calcula momentul motor pentru fiecare cilindru în parte. Ținând cont că cilindrii sunt identici, înseamnă ca momentul motor total produs de motor va fi suma momentelor celor 6 cilindri decalați între ei.

Cil1 se găsește la 0○

Cil 2: se găsește în poziția de 240○ corespunzătoare cilindrului1.

Cil 3: se găsește în poziția de 480○ corespunzătoare cilindrului1.

Cil 4: se găsește în poziția de 120○ corespunzătoare cilindrului1.

Cil 5: se găsește în poziția de 600○ corespunzătoare cilindrului1.

Cil 6: se găsește în poziția de 360○ corespunzătoare cilindrului1.

Folosind analogia de mai sus și relația (1.13) se calculează valorile momentelor pentru fiecare cilindru în parte și momentul total al motorului. Valorile calculate sunt date în tabelul de mai jos:

Uniformizarea mișcării arborelui cotit.

Jt=Jo+Jv (1.14)

Jt – momentul de inerție mecanic total

Jo – momentul de inerție mecanic al mecanismului motor

Jv – momentul de inerție mecanic al volantului

Se construiește diagrama momentului total al motorului

– gradul de neuniformitate al mișcării arborelui cotit

Figura 1.6 Volantul

– diametrul mediu al volantului (fig.1.23)

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

b – lățimea coroanei volantului

h=20…30mm – grosimea radială a coroanei volantului

b/h=2,2

Se adoptă h=30 mm și rezultă b=66mm

D2 – diametrul exterior al coroanei volantului

D1 – diametrul interior al coroanei volantului

Se verifică ca viteza periferică să nu depășească valorile admise:

Știm ca viteza admisibilă este va=100 m/s pentru oțel.

Condiția de verificare este:

Întrucât condiția se respectă se poate calcula cu aproximație masa volantului:

mv – masa volantului

Segmenții.

Principala funcție a segmenților este de a etanșa cilindrul. Segmenții care împiedică scăparea gazelor din cilindru spre carter se numesc segmenți de compresie. Segmenții care împiedică trecerea uleiului din carter spre camera de ardere se numesc segmenți de ungere.

Segmentul este de forma unui inel tăiat (fig.1.7). Distanța dintre capete se numește rost. Dimensionarea caracteristică a secțiunii după direcția radială se numește grosime radială (a) iar cea după direcția axială se numește înălțime (h). În stare montată diametrul exterior al segmentului este egal cu alezajul D.

Figura 1.7 Forma și dimensiunile caracteristice ale segmentului.

La MAC soluția generală este echiparea pistonului cu 2 segmenți de compresie și 1 segmenți de ungere deoarece jocul dintre piston și cilindru este mai mare.

Primul segment are nivelul termic cel mai ridicat și se mai numește și segment de foc.

Materialul cel mai utilizat pentru fabricarea segmenților este fontă cenușie perlitică cu grafit lamelar. La MAC supraalimentat primul segment suportă sarcini termice mari și se rupe frecvent când este confecționat din fontă. În asemenea cazuri se înlocuiește cu unul din oțel grafitat. Se pot fabrica și segmenți din pulberi sinterizate, prin presare în matrițe.

Calculul segmentului are următoarele obiective:

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

să verifice ca eforturile unitare care apar în segmenți la deschiderea lor pentru montaj să nu depășească limita admisibilă.

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

Distribuția presiunii radiale pe periferia segmentului, denumită pe scurt curba presiunii se precizează comod într-un sistem de coordonate polare.

Expresia generală a curbei de presiune este:

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

Cea mai utilizată curbă de presiune pentru care distribuția de presiune prezintă o variație lină are următoarea expresie generală:

Mărimile caracteristice pentru calculul de proiectare al segmentului sunt prezentate în fig. 1.9.

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

Figura 1.8 Mărimi caracteristice pentru calculul de proiectare al segmentului.

Se definește parametrul constructiv al segmentului:

Schema pentru calculul momentului încovoietor și al formei libere segmentului:

Expresia momentului încovoietor în fibra medie a segmentului este:

Forma liberă a segmentului se stabilește pe baza observației că punctul N din fibra medie în stare montată, de coordonate Rm și Ψ se deplasează în poziția N0 de coordonate Rm0 și Ψ0.

– deplasarea radială în secțiunea psi este:

– deplasarea unghiulară în același secțiune este:

– rostul în stare liberă :

verificarea segmentului la dilatare:

Rostul la cald Sc se limitează deoarece la valori mari etanșarea este nesatisfăcătoare iar la valori mici apare pericolul de impact. Ca urmare se determină valoarea rostului la montaj Sm, care asigură rostul la cald propus:

Bolțul

Bolțul (axul pistonului) este organul care stabilește legătura dintre piston și bielă și transmite forța de presiune de la piston la bielă. Bolțul este de forma unui cilindru care se montează cu joc fie în piston fie în bielă sau simultan în ambele organe, adică:

a). – bolț fix în piciorul bielei și liber în piston

b). – bolț fix în piston și liber în piciorul bielei

c). – bolț flotant

Soluția b). nu se utilizează la motoarele de autovehicule deoarece produce o concentrare mare de tensiuni și mărește masa îmbinării

Soluția a). este larg răspândită la motoarele de autovehicule

La soluția c). pentru a se evita ieșirea bolțului se prevăd două inele de siguranță în locașurile din piston.

Materialele cele mai utilizate sunt oțelurile carbon de calitate și oțelurile aliate. Pentru bolțuri mediu solicitate se utilizează: OLC15, OLC20, OLC45, OLC60 care se cementează.

Bolțul se dimensionează pe baza datelor constructive din Tabelul 2.3 și fig.2.7 :

Varianta aleasă este bolț flotant

Tabel 1-1: Date constructive pentru dimensionarea bolțului

Figura 1.9 Dimensiunile caracteristice ale bolțului și schemele de încărcare.

presiunea în locașurile din piston – pp

Fpmax=57347 [N] – forța maximă de presiune

FApmax=7935 [N]– forța maximă de inerție a maselor aflate în mișcare de translație

l=0,086 [m – lungimea bolțului ]

lb – lungimea de reazem a bolțului în piciorul bielei

lb=0,038 [m]

j – jocul între bielă și umerii locașului

deb=0,034 [m] – diametrul exterior al bolțului

presiunea din piciorul bielei – pb

diametrul exterior a bolțului – deb

efortul unitar maxim de încovoiere – σi

unde:

dib=0,02 [m] – diametrul interior al bolțului

coeficientul de siguranță la oboseală pentru bolțul fix în bielă – c

coeficientul de siguranță la oboseală pentru bolț

tensiunea maximă la forfecare – τ

Calculul la ovalizare pentru bolțul cu pereți subțiri se dezvoltă în ipoteza că bolțul este o grindă curbă în secțiunea transversală, încărcată cu o sarcină distribuită sinusoidal (fig.2.8). Solicitarea de ovalizare apare în secțiunea longitudinală. Repartiția sinusoidală nu este riguros exactă. Rezultatele se corectează, majorând forța cu coeficientul K, determinat experimental, care este întotdeauna supraunitar.

Eforturile unitare de încovoiere într-o secțiune oarecare φ iau valori diferite în fibra interioară și cea exterioară.

– Eforturile unitare de ovalizare , într-o secțiune oarecare, în fibra exterioară și în fibra interioară se determină cu relațiile:

Se observă (fig.2.8), că eforturile unitare iau valori extreme în secțiunile longitudinale, paralelă cu planul cilindrilor, respectiv, normală pe planul cilindrilor. În secțiunea φ=0, în fibra exterioară apar eforturi unitare de întindere pozitive, iar în fibra interioară apar eforturi unitare de compresiune. În secțiunea φ=90 eforturile unitare în cele două fibre schimbă de semn. Eforturile unitare extreme se determină cu relațiile 12 și 13 cu condițiile φ=0 și φ=90 și se exprimă în formă convenabilă.

Figura 1.10 Legea de distribuție a forței (a), punctele de extremă solicitare (b) și variația eforturilor unitare (c) în planul transversal al bolțului.

– Eforturile unitare de ovalizare în secțiunile caracteristice:

Figura 1.11 Variația unor mărimi caracteristice cu raportul diametrelor.

– Deformația maximă de ovalizare:

Jocul de montaj în locașul bolțului din piston:

Grupul piston.

Pistonul

Pistonul se compune din următoarele părți (fig.2.1):

capul pistonului – partea superioară a pistonului, care preia presiunea gazelor.

regiunea port-segmenți (RPS) – partea pistonului prevăzută cu canale în care se introduc segmenții.

mantaua – partea care ghidează pistonul în cilindru și transmite forța normală .

umerii mantalei – partea în care se fixează bolțul – de aici și numele de locașul bolțului.

Figura 2.12 Părțile componente ale pistonului.

În timpul funcționării capul pistonului este supus acțiunii forței de presiune Fp, care se transmite prin umerii mantalei la bolț (fig.2.2). Ca urmare pistonul se deformează astfel încât apăsarea mantalei pe cilindru tinde să se concentreze numai pe muchia inferioară a mantalei, canalele pentru segmenți se înclină față de planul transversal împiedicând aplicarea normală a segmenților pe suprafața cilindrului, iar deformarea umeritea care ghidează pistonul în cilindru și transmite forța normală .

umerii mantalei – partea în care se fixează bolțul – de aici și numele de locașul bolțului.

Figura 2.12 Părțile componente ale pistonului.

În timpul funcționării capul pistonului este supus acțiunii forței de presiune Fp, care se transmite prin umerii mantalei la bolț (fig.2.2). Ca urmare pistonul se deformează astfel încât apăsarea mantalei pe cilindru tinde să se concentreze numai pe muchia inferioară a mantalei, canalele pentru segmenți se înclină față de planul transversal împiedicând aplicarea normală a segmenților pe suprafața cilindrului, iar deformarea umerilor mantalei determină apariția unor sarcini concentrate în zona A, care provoacă distrugerea ei (fig.2.2.b). Forța normală N, care produce forța de frecare FF (fig.2.2.a), aplică pistonul pe cilindru numai în planul de oscilație al bielei (în care lucrează și forța N) normal pe axa umerilor și mantaua este deformată de reacțiunea cilindrului luând forma unei elipse (fig.2.2.c), cu axa mare după direcția axei umerilor mantalei. Astfel apare pericolul de blocare a pistonului când diametrul mare al elipsei depășește diametrul cilindrului. Tensiunile variază neuniform în corpul pistonului și ating valori ridicate (fig.2.2.d,e,f).

Figura 2.13 Schema forțelor (a), deformarea pistonului (b,c) și distribuția locală a eforturilor unitare, în partea interioară a pistonului (d), la marginea exterioară a umărului (e), în lungul pistonului (f).

Capul pistonului depinde în mare măsură de tipul camerei de ardere. La MAC forma capului pistonului se apropie de cea plană pentru motoarele cu cameră divizată. Pentru motoarele cu injecție directă capul are formă de cupă mai mult sau mai puțin deschisă (fig.2.3.a,b) sau este mulat după forma jetului (fig.2.3.c). La motoarele cu raport de comprimare mare apare pericolul de impact între de impact între piston și supapă atunci când pistonul este în p.m.i. și supapa este deschisă. Acest pericol se elimină dacă se evazează un locaș E pe capul pistonului în dreptul supapelor(fig.2.4) de adâncime a=z+(1..1,5)mm unde z reprezintă deschiderea maximă a supapei.

Pistonul se confecționează sub formă eliptică, cu ovalitatea maximă D0. Axa mare a elipsei se așează pe direcția normală la axa bolțului (fig.2.5.c), iar o lege de distribuție a jocurilor pe direcția radială se arată în fig.2.5.d

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

Calculul pistonului.

Pistonul se schițează inițial în raport cu soluțiile constructive alese. Dimensiunile principale se stabilesc pe baza datelor statistice (fig.2.5) și tabelul 2.1. Înălțimea RSS se stabilește după ce s-a ales numărul și înălțimea segmențior. Lungimea pistonului și diametrul mantalei se stabilesc în corelație cu dimensiunile bolțului

Tabel 2-2 Dimensiunile caracteristice ale pistonului motoarelor în patru timpi.

a). Capul pistonului.

Grosimea capului pistonului se verifică în ipotezele că acesta este o placă circulară încastrată pe contur, de grosime constantă, cu un diametru egal cu diametrul interior al capului și încărcată cu o sarcină uniform distribuită dată de presiunea maximă a gazelor din cilindru.

tensiunea radială la extremitățile capului pistonului:

pmax=74∙105 [N/m2] – presiunea maximă din cilindru

Dci – diametrul interior al capului

,

unde a=4 mm reprezintă grosimea radială a segmentului

δ =0,015 m – grosimea capului pistonului.

Se va lua valoarea admisibilă pentru pistoane din aluminiu: .

b). Regiunea port-segmenți:

Se calculează tensiunea în secțiunea A-A (fig.2.6)

D=0,100 m – alezajul cilindrului

AA – aria secțiunii reduse [m2]

Diametrul și numărul orificiilor de evacuare a uleiului din secțiunea A-A se alege astfel încât să se poată evacua uleiul de pe oglinda cilindrului.

c). Mantaua pistonului:

Se verifică mantaua astfel încât presiunea specifică (pmt) să nu depășească o valoare admisibilă.

presiunea specifică pe manta:

Nmax=3373 [N] – forța axială maximă

Lm=0,108 [m] – lungimea mantalei

D=0,100 [m] – diametrul alezajului

Aev – aria evazării [m2]

pmta – presiunea specifică admisibilă

Grosimea mantalei se recomandă a fi: (0,03…0,04)D

d). Diametru pistonului la montaj (Dp):

Jocul la cald D’ variază în lungul pistonului. El este mai mare la cap, pentru a preveni griparea și mai mic la manta pentru a preveni bătaia.

Diametrul pistonului la montaj se calculează pentru capul pistonului și pentru manta utilizând:

D’ – din tabelul 2.2

– coeficientul de dilatare al cămășii cilindrului

– coeficientul de dilatare al pistonului

tc – temperatura cilindrului

tp – temperatura pistonului

to=15…20◦C temperatura mediului.

Tabel 2-3 Jocurile pistonului la montaj și în funcționare.

e). Tensiunea termică la extremitatea capului pistonului:

unde: – a=0,25

–

–

– tce – diferența între temperatura centrului capului pistonului și temperatura la periferia capului pistonului

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

Biela

Biela este organul mecanismului motor care transmite forța de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit și servește la transformarea mișcării alternative de translație a pistonului în mișcarea de rotație a arborelui cotit.

Biela este compusă din trei părți (fig.3.1): partea articulată cu bolțul se numește piciorul bielei (1), partea articulată cu manetonul arborelui cotit se numește capul bielei (2), partea centrală se numește corpul bielei (3).

Figura 3.14 Părțile componente ale bielei.

Construcția bielei

Construcția piciorului bielei.

Piciorul bielei are forma unui tub (fig.4.2.a). La partea superioară se lasă material în exces (E) pentru corectarea masei. Sub acțiunea forței de presiune a gazelor piciorul bielei se deformează (fig.4.2.b). Rigidizarea se face pe diferite căi. Soluția din (fig.4.2.c.) mărește raza de racordare dintre picior și corp, dar biela își pierde zveltețea. O rază de racordare ca în (fig.4.2.d.) este convenabilă pentru M.A.C. supraalimentat. La M.A.C. forța de presiune Fp fiind mai mare decât forța de inerție a maselor aflate în mișcare de translație FAP se îngroașă la exterior partea inferioară a piciorului (fig.4.2.e) prin dezaxarea cercului exterior al piciorului.

Figura 3.15 Forme constructive ale piciorului bielei.

Dacă ungerea se face prin stropire se practică un orificiu (fig.4.3.a) sau o tăietură (fig.4.3.b) la partea superioară a piciorului. Dacă uleiul este adus sub presiune se practică un canal în corpul bielei prin care uleiul este adus la picior (fig.4.3.c). Dacă este necesar să se asigure răcirea simplă a capului pistonului, prin jeturi de ulei, se prelungește canalul până la extremitate și se prevede, la capătul lui un pulverizator P (fig.4.3.d). La M.A.C puternic încărcat bolțul fiind aplicat cu o forță mare pe partea inferioară a bucșei se expulzează ușor pelicule de ulei . De aceea se evazează o zonă pe partea superioară a bucșei (fig.4.3.e) în care se formează o pernă de ulei , care alimentează ungerea părții inferioare. Când piciorul bielei este elastic, bolțul fix în picior se execută o tăietură la partea inferioară a piciorului, sau lateral (fig.4.4) pentru a ușura montajul iar bucșa se elimină. Bucșa se montează în piciorul bielei cu strângere. Dacă presiunea dintre bolț și bucșă atinge valori ridicate, bucșa se montează flotantă. Uneori se utilizează un rulment cu ace care mărește durata de funcționare a articulației.

Figura 3.16 Soluții pentru ungerea piciorului bielei.

Figura 3.17 Soluții de picior elastic și elementele componente ale bielei.

Construcția corpului bielei:

Condiția de rigiditate a corpului bielei este satisfăcută numai dacă secțiunea transversală a acestuia este de forma unui dublu T cu tălpile paralele cu planul de incastrare (fig.4.5). Corpul bielei cu profilul dublu T se forjează în matriță. Forjarea unei biele lungi cu profil dublu T constituie o problemă dificilă, din care cauză corpului I i se atribuie o formă circulară (fig.4.5.d). Diferite forme ale corpului bielei pentru motoare de autovehicule sunt prezentate în (fig.4.6).

Figura 3.18 Forma secțiunii corpului în raport cu planul de oscilație și încastrare.

Figura 3.19 Forme și dimensiuni ale secțiunii transversale a corpului bielei pentru motoare de autovehicule.

Construcția capului bielei:

Capul bielei este secționat, capacul se separă de partea superioară a capului, după iun plan normal pa axa bielei, sau după un plan oblic înclinat de obicei la 45 de grade, mai rar la 30 sau 60 de grade față de planul de incastrare. Secționarea după un plan oblic se execută când dimensiunea în planul de oscilație nu permite trecerea bielei prin cilindru la montaj. Pentru a micșora diametrul exterior al capului, distanța dintre șuruburi trebuie să fie cât mai mică, grosimea minimă hi (fig.4.7) a peretelui interior al capului, fiind de 1…1,5 mm.

Figura 3.20 Soluții constructive pentru descărcarea șuruburilor (a,b); mărimi caracteristice (c,d,e).

La unele construcții grosimea minimă a peretelui interior hi se anulează, iar șurubul pătrunde în corpul cuzinetului (fig.4.7). Grosimea minimă a peretelui exterior he (fig.4.7) este de 2 mm. Muchiile ascuțite din partea superioară a capului duc la ruperi (fig.4.8.a). De aceea ele se înlocuiesc cu racordări (fig.4.8.b) și degajări (fig.8.c).

Figura 3.21 Eliminarea zonelor de concentrare a tensiunilor de la partea superioară a capului.

Șuruburile de bielă.

Pentru prinderea capacului se utilizează adesea 2 sau 4 șuruburi prinse cu piuliță (fig.4.9.a). Prinderea se face din partea capacului, fiind astfel ușor accesibilă. Pentru micșorarea dimensiunilor capului se pot folosi șuruburi fără piulițe. Este avantajos să se fileteze gaura în capacul bielei (fig.4.9.b) deoarece în acest caz , la defectarea filetului se înlocuiește numai capacul, soluția complică însă montajul, de aceea se preferă filetarea găurii în partea superioară a capacului (fig.4.9.c).

Figura 3.22 Șuruburi pentru prinderea capului de bielă.

Cuzineții bielei.

La motoarele pentru autovehicule se folosesc pe scară largă cuzineții subțiri, formați din două părți semicilindrice (fig.4.4). Cuzineții se confecționează din bandă de oțel cu conținut redus de carbon cu grosimea 0.9…2,5 mm, pe suprafața interioară aplicându-se un material antifricțiune. Cuzinetul se montează cu strângere ceea ce asigură un contact mai bun cu capul bielei necesar pentru evacuarea căldurii. Strângerea mai mare se aplică la cuzinetul cu o grosime mai mică. Cuzineții cu pereți groși se utilizează la motoarele cu ambielaj în furcă (motoare în V).

Materiale pentru bielă.

Biela se confecționează din:

oțel carbon de calitate

oțel aliat cu:Cr, Mn, Mo, Ni, V

aliaj ușor aluminiu

fontă cu grafit nodular

Rezistența de rupere la tracțiune a oțelurilor pentru bile trebuie să fie cuprinsă între 80…105 daN/cm2. Bielele din oțeluri aliate se lustruiesc fiind foarte sensibile la concentrarea de tensiuni. O metodă mai eficientă și economică de ridicare a rezistenței la oboseală s-a dovedit a fi ecruisarea.

Biela din duraluminiu tratată prin călire în apă la 480 grade are o rezistență de rupere la tracțiune 40 daN/mm2.

Șuruburile de bielă se execută din oțeluri aliate pentru îmbunătățire cu rezistență la rupere de 70…80 daN/mm2. Bucșele din piciorul bielei se confecționează din bronzuri cu rezistență ridicată la uzare și rupere (bronz cu plumb, bronz cu aluminiu, bronz fosforos).

Calculul bielei:

Piciorul bielei

Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei (fig.4.10) se determină inițial pa baza datelor constructive (tab.4.1). Piciorul bielei suportă:

solicitarea de întindere produsă de forța de inerție a grupului piston

solicitarea de compresiune produsă de forțe de presiune a gazelor

solicitarea de fretare, produsă de bucșă sau de bolț

Figura 3.23 Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei.

Tabel 3-4 Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei.

1).Solicitarea de întindere:

Ft – forța de întindere (tracțiune) a piciorului bielei (fig.4.11)

Figura 3.24 Solicitarea piciorului bielei la întindere.

– momentul încovoietor în secțiunea I-I determinat de forța: Ft

– forța normală în secțiunea de incastrare , determinată de Ft:

– coeficientul de proporționalitate K:

– efortul unitar în fibra exterioară determinat de forța Ft în secțiunea respectivă:

– efortul unitar în fibra interioară, determinat de forța Ft în secțiunea respectivă:

2).Solicitarea de comprimare – Fc:

– forța de comprimare a piciorului:

– momentul încovoietor în secțiunea I-I. determinat de forța Fc:

– forța normală în secțiunea I-I determinată de forța Fc:

unde:

– efortul unitar în fibra exterioară:

– efortul unitar în fibra interioară:

3).Solicitarea de fretare

– strângerea termică St:

– presiunea de fretaj pf:

– efortul unitar în fibrele exterioare și interioare determinate de presiunea de fretaj:

– eforturile maxime și minime din fibra exterioară:

– calculul coeficientului de siguranță:

– deformația piciorului pentru bolț flotant în bielă:

Corpul bielei:

Dimensiunile caracteristice mai răspândite pentru profilul dublu T al bielei sunt indicate în tabelul 4.2 unde H reprezintă lățimea tălpilor. Dacă lățimea H variază de la picior Hp la cap Hc pentru dimensiunile caracteristice Hp și Hc sunt date relații tot în tabelul respectiv. Calculul de verificare se dezvoltă în secțiunea mediană M-M a corpului și în secțiunea minimă m-m sub picior (fig.4.12.a ). Secțiunea mediană M-M este solicitată la întindere de forța de inerție a maselor grupului piston și a masei bielei mb’ situată deasupra ei. Se admite mB’ =mBp, deci forța de inerție se va calcula când echipajul mobil este la punctul mort interior, la începutul cursei de admisie forța de presiune fiind neglijabilă cu relația:

Tabel 3-5 Dimensiunile corpului bielei.

Figura 3.25 Dimensiunile corpului (a) și deformarea lui la flambaj în planul de oscilație (b) și în planul de încastrare (c).

Calculul solicitărilor în secțiunea M-M:

– forța de întindere în secțiunea M-M :

– efortul unitar de întindere:

– forța de compresiune:

– efortul unitar de compresiune:

eforturile unitare de flambaj în planul de oscilație și planul de încastrare:

– eforturile unitare maxim și minim:

– coeficientul de siguranță:

Calculul solicitărilor în secțiunea m-m:

Tabel 3-6 Dimensiunile corpului bielei.

– forța de întindere în secțiunea m-m:

– efortul unitar de întindere:

– forța de compresiune:

– efortul unitar de compresiune:

Capul bielei.

Dimensiunile principale ale capului bielei (diametrul interior și lungimea) sunt determinate de cele ale manetonului. Din tabelul 4.3. și fig.4.13 se alege diametrul fusului maneton DM, lungimea fusului maneton lM și ρ – raza de racordare (ρ>1,5…3 mm).

Tabel 3-7 Dimensiunile relative ale elementelor arborelui cotit.

Figura 3.26 Dimensiunile relative ale elementelor arborelui cotit.

Pentru determinarea diametrului exterior al capului este necesar să se calculeze șuruburile de prindere a capului.

diametrul fundului filetului ds:

– diametrul părții nefiletate:

– eforturile unitare în secțiunea filetată (As) și în secțiunea nefiletată (As’):

– coeficienți de solicitare la oboseală:

Deoarece partea superioară a capului se racordează larg cu corpul, solicitarea de compresiune este neînsemnată.

Se admit următoarele ipoteze:

capul bielei este o bară curbă, continuă, capacul fiind montat cu strângere

secțiunea cea mai solicitată este cea de incastrare (fig.4.14), situată în dreptul locașurilor pentru capul șuruburilor

capul bielei are secțiunea constantă de diametru mediu egal cu distanța dintre axele șuruburilor

forța de întindere distribuită pe jumătatea inferioară a capacului după o lege sinusoidală

cuzinetul preia o fracțiune din momentul încovoietor și forța normală, deoarece este montat cu strângere

ciclul de încărcare al capacului bielei este pulsator

Figura 3.27 Solicitarea capacului bielei la întindere.

efortul unitar în fibra interioară în secțiunea I-I

,unde:

– deformația capului –

Δ=(0,0003…0,003)dM

Arborele cotit

Analiza funcțională:

Arborele cotit transformă mișcarea de translație a pitonului într-o mișcare de rotație și transmite spre utilizare momentul motor dezvoltat de forța de presiune a gazelor. La motoarele policilindrice arborele cotit însumează lucrul mecanic produs de fiecare cilindru și-l transmite utilizatorului. Arborele cotit antrenează în mișcare unele sisteme auxiliare ale motorului.

Arborele cotit este alcătuit dintr-un număr de coturi, egal cu numărul cilindrilor, la motoarele în linie și cu jumătatea numărului de cilindri. La motoarele în V , precum și din două sau mai multe fusuri maneton.(fig.5.1.) Fiecare cot este alcătuit din două brațe și un fus, numit fus maneton , sau simplu maneton care se articulează ca capul bielei. În unele cazuri la extremitățile brațelor se prevăd mase pentru echilibrare. Partea arborelui cotit prin care se transmite mișcarea la utilizare se numește partea posterioară , în opoziție cu ea cealaltă extremitate se numește partea frontală. La partea posterioară se prelucrează o flanșă (5) de care se prinde volantul (10) cu coroana dințată (11) la partea frontală se fixează prin pană o roată dințată (6) care acționează mecanismul de distribuție și alte organe auxiliare, o fulie (7) pentru antrenarea ventilatorului și a generatorului de curent, fixată pe amortizorul de vibrație (8) și un clichet (9) pentru pornirea manuală. Masa arborelui cotit reprezintă 7….10 % din masa motorului. Arborele cotit trebuie să realizeze o masă redusă, o tehnologie simplă, o durabilitate ridicată și o siguranță mare în funcționare.

Figura 4.28 Organele componente ale arborelui cotit.

Lungimea arborelui cotit depinde de distanța între cilindri și de așezarea lor. Astfel pentru MAC cu cilindri în linie cu cămăși de cilindru umed lungimea este (1,23…1,32)D.

Condiția de presiune specifică cere ca suprafața portantă a fusurilor să fie cât mai mare.

Pentru fusurile maneton se indică produsul dm*lm=(0.14….0.17)pi*D*D/4, uneori până la 0.266. Mărirea diametrului manetonului dm înseamnă sporirea rigidității arborelui, dar reduce frecvența proprie. Lungimea manetonului lm nu se poate mări deoarece crește solicitarea la încovoiere, dar aici nu se poate micșora prea mult, deoarece se intensifică scăpările laterale de ulei și impune supradimensionarea pompei de ulei. Fusurile maneton se confecționează de dimensiuni egale: fusurile palier au mai rar dimensiuni egale.

Fusurile mai puțin solicitate de obicei fusurile intermediare, au o lungime mai redusă, cu excepția fusului median a cărui lungime crește cu 30….50% când nu se utilizează mase de echilibrare , fusul palier final are o lungime cu 0……40% mai mare din cauza volantului.

La M.A.C. , numărul fusurilor este 7; la M.A.S. numărul reazemelor poate fi redus deoarece solicitarea produsă de forțe de presiune este mai mică. Se obține astfel o reducere a lungimii motorului dar se amplifică solicitarea de încovoiere. La motoarele cu 4 cilindri în linie se trece de la soluție curentă cu 3 reazeme la soluția cu 5 reazeme.

Regimurile de ungere al arborelui cotit sunt aproape întotdeauna regimuri hidrodinamice. Deoarece fusurile se deplasează în același sens, cu viteze ridicate. Uleiul sub presiune este adus la fiecare palier printr-o conductă . În unele cazuri magistrala de ulei constituie chiar arborele cotit. Uleiul sub presiune ajunge la fusuri maneton numai prin canale care traversează brațul și fusurile. Canalele de ulei constituie concentratori tensiune.

Construcția arborelui cotit.

Arborele cotit este de două feluri: demontabil și nedemontabil, ultima soluție se utilizează pe cară largă. Pentru a se reduce greutatea arborelui și forțele centrifuge fusurile se găuri. Soluția este convenabilă și din punctul de vedere al rezistivității la oboseală, deoarece asigură o distribuție mai favorabilă a fluxului de forțe. Se obține o rigiditate și o rezistență la oboseală sporite dacă secțiunile fusurilor maneton și palier se suprapun.(fig.5.2).

Figura 4.29 Influența suprapunerii s a fusurilor maneton și palier asupra rezistenței la oboseală a arborelui cotit.

Brațele arborelui cotit s-au confecționat inițial în formă paralelepipedică. (fig. 5.3.a). Pentru a ușura arborele se îndepărtează materialul din colțurile c1 și c2 , care de astfel nu participă la transmiterea tensiunilor. Când se micșorează grosimea h a brațelor pentru a reduce lungimea arborelui , secțiunea de calcul se obține prin mărirea lățimii b, se ajunge la brațul de formă eliptică (fig5.3.d) sau chiar circulară, forma care au o acțiune favorabilă asupra rezistenței la oboseală.

Materiale

Materialul pentru arborele cotit depinde de procedeul de fabricație și de dimensiunile arborelui. Arborele cotit se confecționează prin două procedee: prin forjare și prin turnare. Forjarea se efectuează liber sau în matriță, când lungimea arborelui cotit nu depășește aproximativ 2 m. Forjarea în matriță prezintă avantajul că în fibrele, urmând conturul presei, nu prezintă întreruperi.

Se pot utiliza oțeluri realizate cu conținut mediu de carbon cu rezistența la rupere de 70….80 daN/cm . La M.A.C. solicitat, se utilizează oțeluri aliate cu Cr, Ni, Mo, V care au o rezistență superioară de 85…….125 daN/cm dar cost mai ridicat.

Avantajele arborilor turnați sunt următoarele:

reducerea consumului de metal

realizarea cu ușurință a formei tubulare

realizare cu ușurință a formelor optime cerute de echilibrare

Confecționarea arborelui cotit turnat din fontă se dovedește foarte avantajoasă. Font posedă proprietăți mai bune de turnare decât oțelurile ceea ce simplifică fabricația și are un preț de cost mai redus. Font are o rezistență mai mică la încovoiere, dar utilizarea ei este posibilă atribuind fusurilor și brațelor dimensiuni mai mari și rezemând fiecare cot.

Calculul arborelui cotit.

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

Tabel 4-8 Dimensiunile relative ale elementelor arborelui cotit.

Figura 4.30 Dimensiunile caracteristice ale arborelui cotit

Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare. Fusurile fiind supuse frecării și uzurii se verifică la presiune specifică și la încălzire: cotul este solicitat la încovoiere și torsiune.

Verificarea fusurilor la presiune de contact si la încălzire

Rm.max și Rp.max se citesc de pe diagrama polară a fusului maneton. Calculul forțelor s-a făcut pentru fusul palier dintre cotul 2 și 3.

Rm.max – presiunea maximă pe fusul maneton [N]

Rm.max = 37769

Rp.max – presiunea maximă pe fusul palier [N]

Rp.max = 35194

Rm.med – presiunea medie pe fusul maneton [N]

Rm.med = 14515

Rp.med – presiunea medie pe fusul palier [N]

Rp.med = 26043

WM – viteza periferică a fusului maneton [m/s]

WP – viteza periferică a fusului palier [m/s]

ξ = 1,04…1,08 – coeficient care ține seama de faptul că viteza

relativă dintre fusul maneton și cuzinet este amplificată de mișcarea oscilantă a bielei

Verificarea arborelui cotit la tensiuni maxime

pentru verificarea la tensiuni maxime se consideră 2 poziții ale cotului

prima poziție de calcul; cotul se află în punctul mort de la începutul destinderii pentru care forța radială este maximă, astfel că tensiunile de încivoiere sunt maxime

a doua poziție de calcul; cotul aflat în poziția α = 900RAC în timpul destinderii, pentru care forța tangențială este maximă, astfel că tensiunile de torsiune sunt importante

Prima poziție de calcul

A doua poziție de calcul

Mti – momentul de intrare în cot

FT max – forța tangențială maximă

Valori admisibile pentru:

– fus maneton σred=1000…2000 [daN/cm2]

– fus palier σred=600…..1200 [daN/cm2]

– braț σred=1400…2000 [daN/cm2]

Calculul fusului palier la oboseală

Fusurile paliere sunt supuse unor solicitări la oboseală la torsiune, după un ciclu alternant simetric.

În cazul motoarelor policilindrice momentul motor mediu crește de la partea frontală spre partea posterioară unde se obține momentul motor total prin însumarea momentului motor la toți cilindrii motorului, iar gradul de neregularitate al momentului motortotal este mai mic în comparație cu al momentului motor de la un cilindru.

Pentru calculul coeficienților de siguranță la oboseală se consideră momentul de torsiune maxim și minim.

se utilizeză valorile:

Calculul fusului maneton

Fusul maneton este compus la încovoiere și torsiune. Se dezvoltă calculul pentru un cot care se sprijină pe două rezeme și este încărcat cu forțe concentrate cunoscute (fig.5.7); când numărul fusurilor de reazem este mai mic decât numărul coturilor , schemele de calcul se construiesc adecvat (fig. 5.8).

Figura 5.31 Schema forțelor pentru un cot fără palier intermediar (a) și pentru cotul unui arbore.

Calculele se fac pentru cotul 3

– Forța tangențială la manetonul :

– Forța normală la manetonul :

– Reacțiunile din reazemul stâng :

– Momentul încovoietor în planul cotului :

– Momentul încovoietor în planul tangențial :

În cazul fusurilor motoarelor cu orificii pentru ulei, de altfel cazul general, calculul se simplifică deoarece solicitarea la extremitatea orificiului în planul în care conține axa lui este maximă din cauza concentrării de tensiuni.

– Momentul încovoietor în planul orificiului de ungere :

Este convenabil să se organizeze calculul într-o tabelă care permite extragerea valorilor maxime și minime.

– Momentul de torsiune al manetonului : –

Și în cazul acesta calculele se organizează într-un tabel pentru o mai bună evidențiere

– Eforturile unitare maxim și minim de încovoiere:

– Coeficientul de siguranță la încovoiere :

– Eforturile unitare maxim și minim de torsiune :

μ –este coeficient de corecție pentru cazul în care gaura interioară din fusul maneton se execută excentric.

– Coeficientul de siguranță la torsiune :

– Coeficientul global de siguranță și valorile admisibile:

Calculul brațului

Brațul arborelui cotit este solicitat la încovoiere , întindere, compresiune și răsucire. Încovoierea se produce în două planuri, în planul cotului și în planul normal pa planul cotului. Drept secțiune de calcul se alege secțiunea tangentă la fusul palier deoarece în punctul X apar practic eforturile unitare cele mai mari (fig. 5.13).

Figura 5.32 Variația eforturilor unitare într-o secțiune a brațului arborelui cotit.

– Momentul încovoietor în planul cotului :

– Momentul încovoietor în planul brațului :

– Momentul de torsiune :

Distribuția eforturilor unitare tangențiale este astfel încât valoarea maximă se realizează chiar în punctul X .

– Eforturile unitare normale de încovoiere și compresiune maxim și minim:

– Coeficientul de siguranță la încovoiere :

– Eforturile unitare tangențiale de torsiune maxim și minim :

– Coeficientul de siguranță la torsiune :

– Coeficientul de siguranță globală:

Bibliografie:

Grunwald Berthold, Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere, București, editura Didactică și Pedagogică, 1980.

Gheroghe Bobescu și alții, Motoare pentru automobile și tractoare, vol.II, Chișinău, editura Tehnica, 1998.

D. Abăităncei și alții, Motoare pentru automobile și tractoare. Construcție și tehnologie, vol.I, București, editura Tehnica, 1978.

R. Mărdărescu și alții, Motoare pentru automobile și tractoare, București, editura Didactică și pedagogică, 1968.