CALCULUL SI CONSTRUCȚIA SISTEMULUI DE DISTRIBUȚIE A GAZELOR ȘI PSG PENTRU UN MAI IN 4 TIMPI 4 [307303]

CUPRINS

CALCULUL SI CONSTRUCȚIA SISTEMULUI DE DISTRIBUȚIE A GAZELOR ȘI PSG PENTRU UN MAI IN 4 TIMPI 4

1. introducere 4

2. SISTEMUL de distribuție prin supape 5

2.1. Elemente componente. Transmiterea mișcării 5

2.2. Construcția SISTEMULUI de distribuție cu supape 7

2.2.1. Supapele 8

2.2.2. Scaunul supapei 14

2.2.3. Ghidul supapei 15

2.2.4. Arcul de supapă 16

2.2.5. Culbutorul 18

2.2.6. Tija împingătoare 19

2.2.7. Tachetul 20

2.2.8. Arborele de distribuție 21

3. Calculul SISTEMULUI de distribuție prin supape 23

3.1. Generalități 24

3.2. Calculul supapei 24

3.3. Calculul camelor 32

3.3.1. Condiții generale 32

3.3.2. Proiectarea camelor prin metoda Kurz 36

3.3.3. Trasarea profilului camelor 44

3.3.4. Decalarea camelor 45

3.3.5. Verificarea atingerii vitezelor optime 47

3.4. Calculul arcului de supapă 48

3.4.1. Calculul arcurilor supapei de admisie 56

3.4.2. Calculul arcului exterior 56

3.4.3. Calculul arcului interior 57

3.4.4. Calculul arcurilor supapei de evacuare 58

3.4.5. Calculul arcului exterior 58

3.4.6. Calculul arcului interior 59

3.5. Calculul arborelui de distribuție 60

3.6. Calculul organelor de transmitere a mișcării 67

3.6.1. Calculul tachetului 67

Calculul tijei împingătoare 68

3.6.2. Calculul culbutorului 69

4. Concluzii 72

Bibliografie 75

CALCULUL SI CONSTRUCȚIA SISTEMULUI DE DISTRIBUȚIE A GAZELOR ȘI PSG PENTRU UN MAI IN 4 [anonimizat]. [anonimizat], astfel: [anonimizat], care preia gazele arse și le dirijează în exterior; [anonimizat], [anonimizat] a gazelor; amortizoare pentru atenuarea zgomotelor provocate de admisiune și evacuarea gazelor.

În funcție de construcția organelor de comandă a orificiilor de schimbare a gazelor, [anonimizat], cu ferestre sau combinat. [anonimizat] a bunei etanșări a cilindrului, care se restabilește rapid după schimbarea gazelor. Distribuția cu sertare oferă unele avantaje ([anonimizat], zgomot redus), dar nu s-a [anonimizat], răcirea și etanșarea sunt dificil de realizat; totodată, [anonimizat]. [anonimizat], ale căror deschideri și închideri sunt comandate de mișcarea pistonului în cilindru (mecanismul motor îndeplinește și rol de mecanism motor).

Condiția de realizare a ciclului motor pe durata a două rotații complete a [anonimizat], impune utilizarea unui sistem de distribuție prin supape. Acesta trebuie să asigure silențiozitatea schimbului de gaze (să reduce zgomotele produse de curgerea gazelor), să fie el însuși silențios (numărul mare de piese în mișcare care intră în alcătuirea lui și jocurile funcționale sunt o sursă importantă de zgomot).

SISTEMUL de distribuție prin supape

Elemente componente. Transmiterea mișcării

Elementele fundamentale ale mecanismului de distribuție prin supape (Fig. 2.1) sunt: supapa 1, care obturează orificiile de schimb de gaze; arcul 2 care menține supapa pe scaun sau împiedică desprinderea ei de sistemul de comandă a mișcări; arborele de distribuție cu cama 6 care comandă mișcarea supapei; sistemul de împingători – tachetul 5, tija 4 și culbutorul 3 – când arborele de distribuție este așezat lateral față de cilindru și nu acționează direct supapa; sistemul de transmitere a mișcării de la arborele cotit Ia arborele de distribuție.

Fig. 2.1. Mecanism de distribuție prin supape

În funcție de unele caracteristici ale motorului procedeul de aprindere, gradul de supraalimentare, destinația…) supapele pot fi amplasate în blocul cilindrilor, în chiulasă sau combinat. Cele mai răspândite variante sunt primele două.

Structura mecanismului cu supape în chiulasă depinde de forma camerei de ardere și de formula constructiv – funcțională a motorului. O largă răspândire au construcțiile la care arborele de distribuție este amplasat în blocul motor, iar tachetul acționează supapa prin intermediul tijei împingătoare și al culbutorului. Culbutorul este dotat cu organe de reglaj a jocului termic, fie la capătul dinspre tija împingătoare, fie la capătul dinspre arcul supapei.

La MAC- uri de putere medie arborele de distribuție este amplasat în partea superioară a blocului cilindri lor pentru a reduce lungimea tijei împingătoare solicitată în special la flambaj.

Pentru sarcini mai se utilizează tacheți basculanți cu rolă (Fig. 2.2.).

Fig. 2.2. Mecanism de distribuție cu tachet basculant cu rolă

Mecanismul cu supape în cap înlătură în bună măsură dezavantajele datorate amplasării supapelor în bloc, traseele de admisiune și evacuare determinând pierderi gazodinamice reduse, iar camera de ardere este mai compactă. Blocul cilindrilor păstrează o anumită complexitate, deoarece trebuie să conțină spații pentru montajul și funcționarea arborelui cu came, tacheților și a tijelor împingătoare. Construcția chiulasei prezintă o mai mare complexitate, iar înălțimea ei va crește.

Numărul de supape precum și poziționarea lor în lungul motorului depinde de cerințele procesului de lucru, de formula constructiv-funcțională și de impunerea unui anumit grad de fiabilitate. Motoarele în patru timpi sunt frecvent prevăzute cu câte două supape pe cilindru, una de admisie și una de evacuare (Fig. 2.3.).

Fig. 2.3. Scheme de amplasare a supapelor în chiulasă

Utilizarea mai multor supape de același fel pe cilindru prezintă avantajul unui schimb de gaze mai eficient, dar și dezavantajul unor dificultăți în ceea ce privește dispunerea și acționarea supapelor.

În cazul soluției de montare a supapelor în chiulasă, acestea pot fi poziționate un singur rând (Fig. 2.3.a.) sau pe două rânduri. Alternarea supapelor de admisie cu cele de evacuare (Fig. 2.3.b.) asigură o uniformizare mai bună a tensiunilor termice din chiulasă, însă forma colectoarelor se complică. Plasarea colectoarelor de o parte și de alta a chiulasei (Fig. 2.3.c) este avantajoasă în special la MAC-uri unde trebuie limitată preîncălzirea aerului aspirat pentru a nu-i scădea densitatea.

Pentru a ușura montarea injectorului se poate opta pentru o poziționare a supapelor în diagonală (Fig. 2.3.d). Această soluție este indicată în special supapelor acționate prin intermediul culbutorilor. În caz contrar, planul de rotație al culbutorului nu conține și punctele de contact cu supapa și tija împingătoare, determinând solicitarea brațelor lui la răsucire, pe lângă eforturile de încovoiere și întindere – compresiune.

În cazul motoarelor navele (alezaje mari) chiulasele sunt individuale. Ridicarea supapelor este comandată de un arbore montat în blocul cilindrilor.

Construcția sistemului de distribuție cu supape

Condițiile deosebite de funcționare a motorului naval impune realizarea ansamblului supapei astfel încât să poată fi demontat și montat fără a se interveni la chiulasă . O astfel de condiție este îndeplinită prin montarea supapei și arcurilor ei într-un corp ce se fixează de chiulasă prin prezoane.

Supapele

Supapa este principalul organ de distribuție ce realizează închiderea sau deschiderea orificiilor de schimb de gaze. Este un organ foarte greu solicitat în funcționare, de către forța de presiune a gazelor, tensiunea din arcul cu care este echipată și forța de inerție proprie și a maselor ce o însoțesc în mișcare. Forța de presiune solicită supapa în timpul deplasării ei. Tensiunea din arc (arcuri) și forța de inerție produc șocuri în taler, la așezarea pe scaun și pe capătul tijei, la intrarea în mișcare. În consecință, suprafața de sprijin a talerului și suprafața din capătul tijei trebuie să aibă duritate ridicată.

Datorită contactului cu gazele din cilindru, supapele se încălzesc puternic, mai ales cele de evacuare. Căldura se evacuează prin taler, spre scaun, și prin tijă, spre ghidul supapei. Schimbul de căldură provoacă variația temperaturii supapei și deci produce deformarea ei. Limitarea deformării se realizează conferind supapei o rigiditate mai mare.

Pentru a corespunde solicitărilor suportate, este necesar ca supapa să posede o rezistență mecanică ridicată, care să se conserve la temperaturile de regim. Supapa trebuie să etanșeze cât mai perfect cilindrul; pentru a îndeplini această cerință, talerul supapei se deplasează, în timpul ridicării ei, în interiorul camerei de ardere, astfel că el este aplicat pe scaun, în repaus de către forța de presiune. Supapei i se mai impune determine rezistențe gazodinamice minime în curgerea gazelor și să acumuleze cât mai puțină căldură, pe care să o evacueze eficient. Asemenea calități se obțin prin: forma și dimensiunile supapei ce trebuie să asigure o masă redusă, îmbinări judicioase cu scaunul, ghidul și arcul supapei.

Aceste calități impun utilizarea unor materiale puțin sensibile la coroziunea gazelor și să aibă o conductivitate termică superioară. Pentru supapele de admisie se folosesc oțeluri martensitice aliate cum ar fi 40Cr10, 40MbCr10 (STAS 791-80). Oțelurile pe bază de Cr – Si sunt utilizate și la supape de evacuare mai puțin încărcate termic, deoarece cromul și siliciul favorizează formarea unor oxizi rezistență la acțiunea gazelor, pe suprafața supapei. Supapele de evacuare puternic solicitate termic se construiesc din oțeluri Cr -Si austenitice cu 12…15% Cr; 12…15% Ni și 2…3,5% W.

În figura 2.4. este prezentată construcția de principiu a supapei. Talerul de diametru conține suprafața conică de etanșare, având lungimea de sprijin b, unghiul de așezare și înălțimea e. La baza talerului se află o porțiune cilindrică de înălțime e’ ; prevăzută pentru eventuale reparații pentru rectificarea suprafeței conice.

Fig. 2.4. Forma și dimensiunile supapei

Forma conică a suprafeței de etanșare oferă talerului proprietatea de autocentrare la intrarea supapei în repaus. La un diametru dat, creșterea unghiului a îmbunătățește etanșarea deoarece lungimea b se reduce și presiunea pe scaun se mărește; totodată sporește și rigiditatea supapei și diminuează rezistențele de curgere. Ca dezavantaj menționăm micșorarea ariei secțiunii delimitate de taler și scaun afectând cantitatea de gaze care o străbat și transferul de căldură. La supapa de evacuare , iar la cea de admisie se ia același unghi, precum și valoarea de 30° mai favorabilă umplerii.

Între taler și tijă se prevede o zonă de racordare de rază r , sub un unghi . La capătul superior tija are o degajare de diametru ’ , pentru montarea pieselor de legătură cu arcul (arcurile) supapei. Cel mai des, în degajare se introduc, în acest scop, două siguranțe 1 (Fig. 2.5.) alcătuind la montare un trunchi de con cu baze mică orientată spre talerul supapei. Legătura se stabilește prin discul 2, care menține siguranțele în degajare, deoarece arcul supapei este comprimat la montare.

Fig. 2.5. Legătura dintre tija și arcul supapei

La trecerea gazelor prin secțiunea dintre supapa de admisie și scaunul ei, se produce o "compresiune" a curentului respectiv. În scopul micșorării rezistenței de curgere, curentul trebuie "pregătit" dinainte, ceea ce se realizează prin mărirea razei r. Valoarea razei r este limitată de cerința moderării masei supapei. Astfel se admite majorarea valorii razei r , dacă talerul se micșorează prin îndepărtarea de material din zona centrală, rezultând o construcție în formă de lalea (Fig. 2.6.a). Soluția reduce rigiditatea talerului, mărește suprafața de primire a căldurii, de aceea soluția nu se aplică la supapa de evacuare.

Din cauza unui contact mai intens și pe o suprafață mai mare cu gazele arse, temperatura supapei de evacuare este mai mare decât temperatura supapei de admisie (640…700° C fad de 250…400°C), iar scăderea durități suprafeței de etanșare devine periculoasă. Totodată această suprafața este supusă intens coroziunii intensificată de vitezele mari de curgere la începutul evacuării. Pentru a reduce această încărcare termică se intensifică cedarea de căldură către scaun și ghidul supapei de evacuare. Astfel în supapă se prevede o cavitate închisă cu un dop (Fig. 2.6.b).

Fig. 2.6. Tipuri constructive de supape

Înainte de obturarea cavității, se introduce în ea, fără a o umple, o substanță ușor fuzibilă (sodiu metalic, azotat de sodiu sau de potasiu, etc…), cu punctul de topire sub temperatura de funcționare a supapei. Sub acțiunea forțelor de inerție, substanța topită transportă căldura de la taler la ghid (efectul "shaker”. La supapele mai mari este posibil să se extind[ cavitatea și în taler. La unele construcții cavitatea se umple cu cupru, obținându-se o intensificare a transferului de căldură echivalentă cu creșterea de șapte ori a suprafeței de schimb.

Datorită solicitării prin șoc și încălzirii, talerul se uzează și se deformează. Limitarea acestor efecte este necesară pentru a realiza contactul corect cu scaunul când orificiul de distribuție trebuie sa fie închis: se favorizează astfel etanșarea cilindrului și durabilitatea supapei, ce poate transmite eficient căldura scaunului.

Comportarea cuplului supapa-scaun se îmbunătățește prin rodarea supapei cu pastă abrazivă fină, depusă pe scaun, pe care se apasă talerul în timp ce se imprimă supapei o mișcare alternativă de rotație.

Pentru o bună funcționare în serviciu a supapei, fabricantul va trebui să realizeze un fibraj care să urmărească profilul supapei (Fig. 2.7.). Realizarea unui fibraj incorect produce deformarea supapei prin răsucire.

Fig. 2.7. Fibrajul talerului supapei

Rezultate bune privind caracteristicile semifabricatului se obțin prin electrorefulare sau prin extruderea sa. Pentru protejarea suprafeței de reazem a talerului împotriva uzurii se va aplica un tratament de călire sau de nitrurare. În același scop suprafața de reazem poate fi încărcată prin sudură cu un aliaj dur (stelit cu 65% Co, 25% Cr, 3,5% W, 1,3% C, restul Fe). Stratul dur se depune picătură cu picătură, din mai multe treceri, după prelucrarea corespunzătoare a talerului, și apoi se finisează.

Pentru a realiza o economie considerabilă de materiale de calitate (oțeluri de calitate înaltă) se va opta pentru realizarea supapei (a talerului) neunitară. Unele suprafețe de reazem se vor executa dintr-un material refractar 2, fixat cu piulițe 1 asigurate de șuruburi (Fig. 2.8.).

Fiabilitatea etanșării și comportării supapei se ameliorează când ea se execută simultan cu mișcarea alternativă de translație, o mișcare de rotație în jurul axei sale. Prin rotirea supapei se realizează o uniformizare a temperaturii talerului, scăzând deformarea sa, îmbunătățind contactul cu scaunul. Se vor reduce depunerile de pe taler și de pe tija supapei micșorându-se uzurile.

Fig. 2.8. Supapă din mai multe corpuri

Condițiile specifice de funcționare, întreținere și reparare a MAC-urilor navale de putere impun anumite măsuri constructive pentru ansamblul supapei. Astfel, este necesar ca acest ansamblu să poată fi montat și demontat fără a se interveni la chiulasă. O astfel de soluție este prezentată în Fig. 2.9.

Fig. 2.9. Ansamblul supapei

Supapa 2 se montează cu arcurile ei într-un corp 1. Deoarece corpul se fixează în chiulasă cu prezoanele 3, prinderea pe aceasta a întregului ansamblu și desprinderea lui nu implică demontarea chiulasei. Pentru a reduce temperaturile, în zona ghidului supapei se prevede o cavitate 4, prin care circulă lichid din instalația de răcire a motorului. Scaunul supapei 5 este raportat, case ce simplifică operația de refacere a etanșeității.

Scaunul supapei

Scaunul supapei poete fi executat direct în organul în care se montează supapa, sau dintr-o bucșă de material dur, ce se fixează în acest organ, numită scaun raportat (Fig. 2.10.).

Fig.2.10. Tipuri de scaune raportate

Se va opta pentru ultima soluție. Scaunele raportate se vor construi din materiale cu bună rezistență la uzură (fontă austenitică, oțel înalt-aliat). în funcție de posibilitățile de fabricație se poate opta la construcția scaunelor raportate prin aglomerarea de pulberi metalice. Scaunul se pot monta prin presare în corpul chiulasei. Suprafața exterioară poate fi cilindrică, sau prevăzută cu canale inelare, destinate refulării materialului chiulasei în timpul presării. Strângerea, relativ mică (0,001…0,004) din diametrul exterior, crește în timpul funcționării datorită temperaturilor superioare ale scaunului, care tinde să se dilate mai mult decât chiulasa.

Pentru motorul de referință MAN dacă scaunul ar fi montat prin presare, eforturile de frecare ar crește în funcționare producând deformarea scaunului. De aceea se va utiliza soluția ce constă în montarea scaunului la rece cu un joc a=0,2…0,3 mm (Fig. 2.11.).

Acest lucru va face ca la pornirea motorului etanșarea să realizeze pe o suprafață laterală, iar în funcționare și pe suprafața exterioară, datorită dilatării scaunului. Scaunul 1 se poate asigura împotriva deplasării axiale cu un segment elastic de oțel 2.

Fig. 2.11. Scaun raportat cu joc

Ghidul supapei

Comportarea supapei este în mare măsură influențată de ghidul său, care are formă de bucșă și se presează în chiulasă cu o strângere la rece de 0,003…0,005 din diametru său exterior.

Ca materiale se aleg de obicei fonte cu proprietăți antifricțiune și de rezistență la temperaturi mari cum ar fi fonta perlitică cu incluziuni de grafit sau fontă aliată.

Jocul la rece dintre tija supapei și ghidul ei ține seama de destinația supapei, 0,02…0,05 mm la admisie și 0,05…0,07 la evacuare. Diferența dintre jocuri rezultă din diferența dintre regimurile de funcționare ale celor două tipuri de supape.

La capătul dintre talerul supapei, suprafața exterioară a ghidului este tronconică (Fig. 2.12.a), pentru centrarea sa în timpul presării. Pentru a permite accesul uleiului de ungere se execute o degajare conică în alezaj, la celălalt capăt.

Acesta trebuie amplasat deasupra planului superior al chiulasei, pentru a împiedica pătrunderea uleiului în exces.

Fig. 2.12. Soluții constructive și de montaj ale ghidului supapei

Depresiunea dintre canalul de admisie mărește aportul de ulei prin jocul dintre ghidul și tija supapei. La evacuare, uleiul se infiltrează datorită mișcării supapei și fenomenului de ejecție generat de circulația gazelor printre tijă și capătul ghidului: uleiul poate pătrunde în canalul de evacuare datorită depresiunii create în fața ghidului când orificiul de distribuție este închis, ca efect al pulsației gazelor. Aportul de ulei se intensifică dacă jocul dintre tija și ghid este ales prea mare sau create datorită uzurii. Fenomenul este periculos, deoarece uleiul ajuns pe talerul supapei se arde, mărind consumul de ulei.

Un alt aspect negativ ce rezultă din jocuri prea mari este acela al frânării transferului de căldură, ce provoacă supraîncălzirea supapei și griparea ei în ghid. Griparea supapei poate interveni și când jocul fixat este prea mic deoarece este împiedicată dilatarea tijei.

Pentru limitarea acestor aspecte negative se va urmării, pe lângă menținerea unui joc corect, limitarea cantității de ulei ce se scurge printre tijă și ghid (Fig. 2.12.b) prin utilizarea unei garnituri 1, precum și realizarea unor temperaturi moderate ale acestora. în acest scop se va adopta soluția prelucrării conice a orificiului ghidului, cu diametru mare spre talerul supapei, ceea ce înlesnește dilatările inegale în lungul tijei. Acest lucru permite reducerea jocului spre celălalt capăt al ghidului, prilejuind reducerea consumului de ulei.

Arcul de supapă

În scopul menținerii talerului supapei pe scaun atunci când supapa se află în repaus, aceasta este prevăzută cu unul sau mai multe arcuri. Acestea trebuie să reziste solicitărilor variabile produse de forțele de presiune și cele de inerție. Condițiile de lucru sunt îngreunate și de temperatura de funcționare ce poate atinge valori de 150°C.

Este necesar ca la dimensiuni relativ reduse arcul să posede o forță elastică mare care să se conserve în exploatare. O valoare mică a acestei forțe sau diminuarea ei în exploatare datorită condițiilor grele de funcționare, cauzează defecțiuni importante cum ar fi: desprinderea temporară de camă și de supapă a organelor intermediare, în jurul ridicării maxime a supapei, provocând jocuri între talerul acesteia și scaun și deci uzarea prematură a lor și funcționarea zgomotoasă. Un alt aspect negativ este izbirea spirelor între ele, sau a supapei de piston putând produce pe lângă zgomote, deteriorarea proceselor de lucru chiar ruperea supapelor, deteriorarea capului pistonului, etc…

Se vor folosi arcuri cilindrice spirale cu pas constant (Fig. 2.13.), construite din sârmă cu secțiune circulară, din oțel cu conținut ridicat de carbon, aliat cu Mn, Si, Ni, V. Arcul are un anumit număr de spire active (5…12), iar la capete câte 1…1,5 spire inactive, necesare pentru așezarea plană.

Fig. 2.13. Arc de supapă

Suprafețele frontale de sprijin se rectifică perpendicular pe axa de simetrie; sprijinirea corectă necesitând ca suprafețele astfel prelucrate să se extindă pe circa 3/4 din circumferință. Deformația de răsucire a arcului produce rotirea capetelor arcului producând uzura acestora. În scopul reducerii uzurii se montează o șaibă din material dur între suprafața de sprijin a arcului și spira de capăt.

În funcționare, arcul execută o vibrație forțată amortizată sub acțiunea excitației constituite de legea de mișcare a supapei imprimată de camă prin intermediul tachetului și a tijei împingătoare. Vibrația se transmite de la extremitatea mobilă către cea fixă, de unde se reflectă. Deoarece excitația este periodică, vibrația este și ea periodică, astfel că efectele acțiunii camei se cumulează determinând creșterea amplitudinii vibrației. O situate periculoasă apare la rezonanță, când se produce egalitatea sau proporționalitatea dintre perioada vibrației proprii a arcului și perioada unei armonici a excitației, prima fiind egală cu durata propagării vibrației dus-întors. În această situație, amplitudinea vibrației crește considerabil, creșterea fiind limitată numai de capacitatea de amortizare a arcului, care transformă energia primită în căldură, prin frecările interne și externe.

Fig. 2.14. Arcuri de supapă concentrice

Soluția de amortizare a vibrațiilor constă în montarea mai multor arcuri concentrice (uzual două) (Fig. 2.14.). Aceste arcuri diferă prin rigiditate și număr de spire, iar vibrațiile se amortizează reciproc. Pentru a evita blocarea supapei în urma unei eventuale ruperi de arc, sensul de înfășurare al spirelor trebuie să fie diferite de la un arc la altul.

Culbutorul

Culbutorul este organul ce asigură transmiterea mișcării de la tija împingătoare la tija supapei. Acesta are forma unei pârghii, care oscilează în jurul unui ax. Brațele culbutorului sunt inegale asigurând în acest fel amplificarea mișcării transmise. Brațul dinspre supapă va fi mai mare decât cel dinspre tija împingătoare. Raportul lungimilor brațelor culbutorului ist se numește raport de transmitere a mișcării.

Fig. 2.15. Tipuri constructive de culbutori

Datorită accesului ușor la culbutor, acesta este dotat cu organele de reglaj al jocului termic (Fig. 2.15.). La capătul dinspre tija împingătoare are un șurub cu cap sferic exterior și o contrapiuliță cu care se reglează jocul termic.

Axul culbutorului este constituit dintr-o țeava cu perete gros, prin care circulă ulei din instalația de ungere a motorului. Prin canalele practicate în ax și în culbutor uleiul este vehiculat spre tijele împingătoare și supape. Pentru a limita uzura la capătul care acționează supapa, suprafața lui este curbilinie și durificată prin călire.

Condițiile impuse, masă redusă, rezistență mare la capete, rigiditate superioară în planul de oscilație, se realizează prin turnarea semifabricatului în matrițe de oțel. Ca materiale se pot utiliza OT 60-2 (S'TAS 600-82) sau OLC 45 (STAS 880-80).

Tija împingătoare

Tija împingătoare (Fig. 2.16.) asigură transmiterea mișcării de la tachet la culbutor. Pentru limitarea efectelor inerțiale aceasta trebuie să aibă o masă cât mai redusă. De asemeni datorită solicitărilor specifice formei constructive trebuie să prezinte o rigiditate cât mai mare, rezistența înaltă la flambaj, compresiune și încovoiere. Este necesar ca extremitățile tijei să posede o duritate ridicată pentru a reduce uzura prin frecare.

Fig.2.16. Tipuri de tije împingătoare

Tija va fi construită de fontă inelară pentru a avea o masă redusă, precum și bune proprietăți de rezistență. Capetele tijei vor fi fretate cu dopuri care conțin suprafețe sferice de contact cu tachetul și culbutorul. Aceste suprafețe sunt durificate pentru micșorarea uzurilor. Suprafața dinspre tachet este convexă, iar cea dinspre culbutor este concavă.

Pentru a asigura ungerea suprafețelor în contact, dopurile sunt prevăzute cu găuri axiale ce permit trecerea uleiului de ungere.

Tachetul

Tachetul are rolul de a prelua mișcarea de la camă și de a o transmite la tija împingătoare, preluând componenta laterală a forței exercitată de camă. EI trebuie să aibă masa cât mai mică și să prezinte o rezistență sporită la uzura. De aceea se va construi din oțel carbon de calitate sau din oțel aliat.

a b

Fig. 2.17. Tachet cu rolă

Pentru asigurarea unei uzuri minime a camei se optează pentru soluția tachetului cu role (Fig. 2.17.a), știut fiind faptul că uzura de rostogolire este considerabil mai redusă. Această opțiune se confruntă însa cu probleme legate de creșterea masei, de uzura axului rolei, de funcționarea zgomotoasă. Micșorarea acestei uzuri se realizează prin montarea rolei pe rulmenți cu ace (Fig. 2.17.b), iar șocurile sunt atenuate prin echiparea tachetului cu un arc. Datorită presiunilor ridicate suportate de cuplul rolă-camă determinând uzura cuplului, se va urmări creșterea lățimii camei. Suprafețele de contact vor fi unse abundent prin cădere liberă și stropire cu ulei.

Arborele de distribuție

Arborele de distribuție reprezintă organul de comandă pentru supape. Pentru simplitate constructivă se optează pentru realizarea unui singur arbore, care să conțină atât camele corespunzătoare supapelor de admisie, cât și cele corespunzătoare supapelor de evacuare. Camele vor fi în număr egal cu cel al supapelor și vor fi dispuse în conformitate cu dispunerea supapelor. Arborele de distribuție va cuprinde zone cilindrice de legătură între came și fusuri de sprijin. Între două fusuri de sprijin se vor monta două came fiecare corespunzătoare tipului de supapă deservit.

Calitatea funcționarii mecanismului este influențată de rigiditatea arborelui cu came. Pentru a obține o rigiditate superioară, impusă de solicitările de încovoiere și răsucire, este necesar ca diametrul zonelor dintre

came să fie apropiat de diametrul cercului de bază. Elementele supuse frecării, camele și fusurile trebuie să aibă duritate ridicată. Diametrul fusurilor

depășește diametrul cercului în care pot fi înscrise camele, ceea ce face posibilă introducerea axială a arborelui în lagăre. Arborele se montează în blocul cilindrilor. Lagărele sunt realizate din bucșe din bronz sau din cuzineți din oțel cu materiale antifricțiune, care se fixează în locașurile prelucrate în bloc. Accesul uleiului este facilitat de existența jocurilor în lagăre de circa 0,03…0,10 mm.

Fig.2.18. Controlul jocului axial al arborelui de distribuție

Deplasarea axială a arborelui de distribuție trebuie riguros controlată, deoarece ea influențează precizia îndeplinirii funcției lui. Jocul axial (Fig. 2.18.) se stabilește cu o șaibă 6 de grosime calibrată, care este fixată între roata dințată de antrenare 1 și primul fus al arborelui 4. Pe blocul cilindrilor 3 se prinde rondela 5, cu șuruburile 2. Astfel deplasarea arborelui este posibilă doar în zona limitată de contactele rondelei 5 cu butucul roții 1 și cu primul fus. Arborele de distribuție se executa prin turnare sau prin forjare din oțel de calitate sau ușor aliat: OLC10, OLC15, OLC45X, OLC55 (STAS 880-66) , 15Co8, 18MC10, 45C10, 31M16 (STAS 791-66) sau din fontă cu grafit nodular sau aliată.

În scopul utilizării raționale a oțelurilor de înaltă calitate necesare construcției camelor, acestea se execută separat, ele fiind detașabile de arbore . Fixarea corespunzătoare decalajelor axiale și unghiulare dintre came se poate realiza cu piulițe având suprafața de strângere conică (Fig. 2.19.). Tratamentul termic (călire CIF) și rectificarea camelor se execută după montarea lor pe arbore .

Fig. 2.19. Fixarea camelor detașabile pe arborele de distribuție

Profilul camei trebuie sa asigure ridicarea supapei de pe scaunul său cu accelerații minime pentru a limita forțele de inerție.

Acționarea arborelui de distribuție se face prin intermediul unei transmisii mecanice amplasată în partea din față a motorului (opusă volantului). Acționarea mecanică este alcătuită din roți dințate cilindrice.

Acest tip de transmisie asigură o funcționare silențioasă, sigură, prezentând totodată și o compactitate mai mare motorului.

Condiția de realizare a ciclului motor pentru motorul în patru timpi considerat este ca turația arborelui de distribuție nd să fie jumătate din turația arborelui cotit (turația motorului) n:

(1)

Calculul SISTEMULUI de distribuție prin supape

Proiectarea mecanismului de distribuție va cuprinde mai multe etape cum ar fi: trasarea lanțului cinematic pe secțiunile transversale și longitudinală a motorului. Distanța dintre arborele cotit și arborele de distribuție se stabilește ținând cont de soluția de antrenare, amplasarea altor componente, posibilitățile de ungere a lagărelor.

Dimensionarea organelor de distribuție se realizează folosind date statistice și unele calcule operative. Mărimile cinematice se determină ținându-se cont de eficiența schimbului de gaze cu pierderi cât mai reduse.

Calculul supapei

Diametrul ds al talerului supapei trebuie să fie cât mai mare, în vederea asigurării unor performanțe superioare ale umplerii și evacuării, fiind condiționat de spațiul disponibil în raport cu camera de ardere și cu canalele de gaze. În funcție de forma camerei de ardere, numărul și amplasarea supapelor (două), se pot obține secțiuni ale canalelor de cel mult 25…45% din suprafața frontală a pistonului. Pentru a favoriza umplerea diametrul talerului supapei de admisie va fi cu circa 10…20% mai mare decât cel al supapei de evacuare. Schema de calcul a supapei este prezentată în figura 3.1.

Fig. 3.1. Schema de calcul a supapei

Valorile statistice recomandate sunt prezentate în tabelul 1:

Tabelul 1

Odată fixat diametrul ds, diametrul do al orificiului controlat de supapă trebuie limitat corespunzător obținerii unei lungimi de sprijin b care să asigure buna etanșare când supapa este în repaus. Practic, se admite condiția ca forța maximă cu care talerul este apăsat pe scaun să fie de patru ori mai mare decât forța dezvoltată pe taler de presiunea maximă a gazelor, adică:

(2)

de unde rezultă că: do = 0,8664,.

Pentru lungimea de sprijin și înălțimea talerului se deduce:

(3)

și respectiv

(4)

Unghiul de așezare se ia = 45‚ la supapele de admisie putând avea

și valoarea = 30°.

Lungimea totală a supapei depinde de varianta de amplasare, lungimea ghidului și dimensiunile arcului de supapă L = (2…3,5)do.

După dimensionarea supapei se va verifica viteza media wg de curgere a gazelor prin orificiul controlat de supapă, din condiția de continuitate, care exprimă egalitatea dintre debitul de gaze ce trec prin secțiunea liberă a orificiului controlat și volumul de gaze dislocat de piston în unitatea de timp. Se obține:

(5)

unde wpm [m/s] este viteza media a pistonului având relația:

(6)

unde S [m] este cursa pistonului, iar D [m] alezajul motorului. Se recomandă wg = 50…100 [m/s] la admisie și wg = 120…220 [m] la evacuare.

Cursa supapei hs.max se determină din condiția ca aria secțiunii de curgere pe lângă taler când supapa este complet ridicată, să fie egală cu aria secțiunii libere a orificiului. La o ridicare oarecare hs, prima aria As este egală cu aria suprafeței laterale a trunchiului de con AA'BB':

(7)

Cu notațiile din figura 20 din relația de mai sus se obține expresia:

(8)

astfel încât condiția enunțată este:

(9)

Expresia As este valabilă numai dacă perpendiculara AB pe scaun intersectează lungimea de sprijin. La limită, când piciorul perpendicularei se află la marginea scaunului, ridicarea supapei este:

(10)

Dacă , aria As are expresia:

(11)

iar cursa supapei se calculează din condiția:

(12)

Se recomanda hs.max = (0, 17… 0,30)d0.

În continuare prezentăm schema logic de calcul a sistemului de distribuție prin supape pentru motorul considerat. Această schemă constituie structura algoritmică de realizare a calcului în cadrul programului Matchcad. Opțiunea pentru un interpretor matematic se datorează ușurinței cu care acest program manipulează datele introduse, precum și interfața deosebit de prietenoasă, manifestând o ergonomie mărită în raport cu limbajele de programare tip C++.

Rezultatele obținute în urma calculului supapei de admisie sunt centralizate în tabelul 2.

Tabelul 2

Calculul supapei de evacuare:

Tabelul 3

Calculul camelor

Condiții generale

Când supapa se află în repaus și când atinge ridicarea maximă, viteza ei este nulă. Între aceste poziții, viteza înregistrează mai întâi o creștere, deci supapa este accelerată, iar în continuare viteza scade, supapa fiind decelerată până parcurge întreaga cursă. La coborâre, viteza ei crește și apoi scade în modul.

Această dinamică a supapei, după o anumită lege de deplasare, este determinată de porțiunea din conturul camei numită profil. Profilul este alcătuit din două flancuri: la rotirea camei primul flanc comandă ridicarea supapei, iar al doilea flanc este urmărit de supapă în timpul coborârii. Camele cu profil simetric sunt acelea la care deplasările controlate de ambele flancuri sunt identice.

De obicei brațele culbutorului sunt inegale, lucru exprimat cu ajutorul raportului de transmitere its. Legea de mișcare a tachetului este date de relația:

(13)

unde:

(14)

Profilul camei trebuie să satisfacă cât mai multe condiții:

Supapa sa ajungă cât mai repede la ridicarea maximă, sa rămână cât mai mult timp aici și să revină pe scaun cu viteza cât mai mare. Astfel, secțiunea de curgere pe lângă talerul supapei are valori momentane mari, favorabile proceselor de schimb de gaze. Măsura în care este îndeplinită această condiție este apreciată prin raportul numit cronosecțiune sau secțiune-timp dintre volumul de fluid care circulă prin secțiunea de arie As și viteza de curgere. Cronosecțiunea are expresia:

(15)

sau

(16)

unde ts este timpul de deplasare a supapei; nc (nd )este turația arborelui de distribuție; este unghiul de rotație al acestuia; d este unghiul pe care se realizează deplasarea supapei. Eficiența optimă se obține cronosecțiunii maxime teoretice ce s-ar obține când ridicarea și coborârea supapei ar fi instantanee (Fig. 3.2).

Fig. 3.2. Cronosecțiunea supapei

Funcționarea liniștită a supapei și a organelor de transmitere a mișcării, evitând salturi și valori excesive ale accelerațiilor, precum și șocuri severe.

Uzura minimă și cât mai uniformă a profilului camei și a celorlalte suprafețe de contact ale pieselor, astfel încât jocurile dintre ele să nu crească exagerat în timp, ceea ce ar perturba procesele funcționale și ar afecta durabilitatea mecanismului.

Prelucrarea ușoară, în vederea realizării unei fabricații economice.

La extremitățile unghiului d profilul camei este tangent la cercul primitiv, care are raza r0 = (3…4)hs.max (pentru motoarele supraalimentate). Partea circulară a conturului se execută cu o rază mai mică, ce definește cercul de bază, și anume r = r0 – h0, h0 fiind jocul între organele de transmitere a mișcării de la camă la supapă, necesar menținerii contactului acesteia cu scaunul și când piesele componente se dilată datorită încălzirii (Fig. 3.3).

Cercul de bază se racordează cu profilul camei prin. arce de curbă. Dacă partea circulară a conturului ar avea raza r0, jocul h0 ar genera șocuri în momentul începerii ridicării supapei, revenirea acesteia pe scaun s-ar face cu viteze mari, iar fazele de distribuție s-ar modifica în funcție de starea termică.

Aceste inconveniente sunt substanțial modificate prin corecția amintită deoarece începutul ridicării și sfârșitul așezării supapei sunt comandate prin contactul tachetului cu zonele de racordare, concepute anume ca să evite șocurile și vitezele mari.

Fig.3.3. Elementele conturului camei

Jocul h0 se alege în funcție de schema constructivă a mecanismului, astfel pentru supapa de admisie h0 = 0,25…0,35 mm, iar pentru cea de evacuare h0 = 0,35…0,50 mm.

Proiectarea camei constă în parcurgerea mai multor etape, cum ar fi stabilirea caracteristicilor geometrice ale profilului pe baza legii de mișcare a supapei, verificându-se cea dea a doua condiție, precum și verificarea eficienței curgerii pe lângă supapă.

Această metodă oferă rezultate bune în privința comportării dinamice a mecanismului.

Parametrii inițiali caracteristici fazelor de distribuție sunt centralizați pentru mecanismul de distribuție aferent supapei de admisie în Tab. 4 , iar pentru mecanismul aferent supapei de evacuare în Tab. 5.

Tabelul 4

Tabelul 5

Proiectarea camelor prin metoda Kurz

Pentru a înlătura dezavantajele generate de salturile acceleraților caracteristice camelor armonice se vor utiliza came ce asigură variația continua a acceleraților. Aceste came poartă denumirea de came "fără șoc", sau came Kurz (Fig. 3.4.).

Fig. 3.4. Cama “ fără șoc ” (Kurz)

O astfel de camă rezultă pornind de la legi de deplasare impuse tachetului supapei. O asemenea lege folosită la motoarele actuale a fost propusă de Kurz.

Se consideră cama cu profil simetric ce acționează un tachet cu rolă. Se notează: – unghiul la centru al curbei numărul i a conturului camei, numerotarea fiind făcută parcurgând cama, presupusă fixă, în sensul ei de rotație; – unghiul de rotație, măsurat față de începutul curbei i; – coeficienții din expresiile mărimilor cinematice corespunzătoare curbei i j de ordine al termenului cu coeficient.

Zona de racordare dintre cercul de bază și flancul de ridicare determină variația accelerației după un sfert de sinusoidă. Flancul de ridicare cuprinde trei curbe (Fig. 3.5). Pe prima dintre ele accelerația este pozitivă și variază după o jumătate de sinusoidă. Celorlalte curbe le corespund accelerații negative, care variază după un sfert de sinusoidă, respectiv după un polinom de gradul patru.

Fig. 3.5. Variația mărimilor cinematice ale tachetului acționat de cama Kurz

Mărimile cinematice ale tachetului sunt prezentate în tabelul următor, precum și razele maximă și minima a profilului.

Tabelul 6

Pentru determinarea coeficienților se utilizează condițiile de egalitate, diferită de zero, din punctele de trecere de la o curbă la alta; cum ar fi condiția din punctul D: . Se stabilesc astfel șase ecuații, în punctele D, E, B’,C’,D' și D" . Deoarece există șapte coeficienți , se introduce încă o ecuație impunând un anumit report între accelerațiile de la capetele ultimei curbe . Uzual z = 0,625. În acest caz, din sistemul de ecuații rezultă coeficienții exprimați de relațiile (37, 38, 39), în care se introduc constantele auxiliare precizate de relațiile (40) și viteza raportată a tachetului la începutul ridicării supapei , definite de relația (41).

La proiectarea camei se impun cursa tachetului , calculate în funcție de cursa supapei cu relația (13), și unghiul de deplasare .

Pentru motoarele lente și semirapide se utilizează came simetrice, fiecare flanc fiind extins pe unghiul .

Evitarea șocurilor și a zgomotelor severe implică limitarea vitezei din momentul când începe ridicarea supapei; deplasarea lentă a tachetului înainte de acest moment este problematic, deoarece poate antrena modificarea importantă a fazelor de distribuție, în funcție de jocul momentan dintre organele mecanismului. În acest scop se recomandă:

(mm/rad) (42)

Unghiul al zonei de racordare se deduce din relația (41), în care se impun și . Există și recomandarea =15…45° . În continuare se stabilesc unghiurile celor trei curbe care compun flancul de ridicare. Pentru aceasta se utilizează condiția:

(43)

precum și recomandările:

(44)

(45)

Cele mai mari valori ale accelerației (deci și ale forțelor dintre organe) apar pe porțiunea , influențând totodată și intrarea în rezonanță a arcului supapei la turații mari. De aceea unghiul trebuie limitat (= 20…30° ), fiind indicată și satisfacerea relației:

(46)

unde c = 1,0…1,2 .

Rezultatele obținute sunt centralizate pentru sistemul aferent supapei de admisie în Tab. 7, 8, 9 , iar pentru cel aferent supapei de evacuare în Tab. 10, 11, 12.

Tabelul 7

Coeficienții , pentru z = 0,625 și constantele auxiliare utilizate sunt prezentate în tabelul 8:

Tabelul 8

Tabelul 9

Variația mărimilor cinematice ale tachetului aferent supapei de admisie este prezentată în Fig. 3.6:

Fig. 3.6. Variația mărimilor cinematice ale tachetului

Tabelul 10

Coeficienții , pentru z = 0,625 și constantele auxiliare utilizate sunt prezentate în tabelul 11:

Tabelul 11

Tabelul 12

Variația mărimilor cinematice ale tachetului aferent supapei de evacuare este prezentată în Fig.3.7:

Fig. 3.7. Variația mărimilor cinematice ale tachetului

Trasarea profilului camelor

În urma rezolvării sistemelor de ecuații pe cele patru curbe se obține legea de mișcare a tachetului de forma:

(47)

unde (48)

Profilul camei se obține printr-o metodă analitică astfel:

Se trasează cercul de bază de rază , precum și porțiunea cilindrică a camei, reprezentată de un semicerc având următoarele caracteristici:

raza: (49)

unde: (50)

Porțiunea reprezentată de profitul camei Kurz (Fig. 3.8) se alcătuiește analitic în urma reprezentării semicercului de rază:

(51)

unde: (52)

Fig. 3.8. Profilul camei a) de admisie b) de evacuare

Decalarea camelor

Se consideră ordinea de aprindere, luându-se în considerare condiția ca două aprinderi succesive să nu se desfășoare în cilindri alăturați, de forma: 1-5-3-6-2-4-1. În conformitate cu ordinea de aprindere respectivă, ținând cont că turația arborelui de distribuție este jumătate din turația arborelui cotit, se obține decalarea camelor de admisie (Fig. 3.9) și a celor corespunzătoare supapelor de evacuare (Fig. 3.10).

Fig. 3.9. Decalarea camelor de admisie

Fig. 3.10. Decalarea camelor de evacuare

Verificarea atingerii vitezelor optime

Tabelul 13

Fig. 3.11. Legea de mișcare a supapei de admisie

Fig. 3.12. Legea de mișcare a supapei de evacuare

Fig. 3.13. Variația de curgere oferită de supapa a) de admisie b) de evacuare

Calculul arcului de supapă

Arcul supapei se calculează la forța de inerție F, produsă de masa a organelor care participă la mișcarea supapei, redusă la axa acesteia.

Când cama acționează supapa numai prin piese cu mișcare de translație, masa este suma dintre masa , a supapei, masa , a tachetului, masa a discului pe care se reazemă extremitatea mobilă a arcului, masa , a siguranțelor de legătură între arc și supapă și masa redusă a arcului . Masa se determină din ecuația conservării energiei cinetice:

(53)

unde: este viteza supapei, iar este viteza masei a elementului de arc situat la distanța x de extremitatea fixă a arcului (Fig. 3.14).

Fig. 3.14. Schema pentru determinarea masei reduse a arcului de supapă

Considerând că masa arcului este distribuită uniform pe lungimea l și că viteza are o distribuție liniară, rezultă:

(54)

La mecanismul de distribuție cu culbutor, tija împingătoare ce are masa și tachetul se mișcă cu o viteză dependentă de cea a supapei, prin raportul de transmitere dintre brațele culbutorului. Dacă este momentul de inerție mecanic ai culbutorului față de axa lui de oscilație, masa lui redusă la axa supapei este.În final rezultă:

(55)

Se mai poate utiliza însă și relația statistică privind masa raportată la aria secțiunii de curgere controlată de supapă:

(56)

În cazul supapei de admisie se recomandă următoarele valori ale masei , în [g/mm2]: 0,23…0,30 pentru supape în chiulasă și arborele cu came în blocul cilindrilor. Pentru supapa de evacuare se ia:

(57)

Forța de inerție rezultă:

(58)

Pentru calculul forței de inerție care încarcă cuplul camă-tachet trebuie cunoscută masa a organelor mecanismului, redusă la axa tachetului. Prin analogie cu relația (55), se deduce:

(59)

Variația forței F, și a forței elastice a arcului în funcție, de deformarea lui reprezintă diagrama caracteristică a arcului (Fig. 3.15). În cazul arcului cilindric spiral cu pas constant, deformarea se produce în domeniul elastic, astfel că forța elastică variază liniar.

Fig. 3.15. Diagrama caracteristică a arcului de supapă

În stare liberă arcul are lungimea l . Când supapa se află în repaus lungimea arcului este:

(60)

unde este săgeata produs[ la montaj. Când supapa atinge ridicarea maximă, lungimea arcului devine:

(61)

în această poziție arcul înregistrează săgeata maximă:

(62)

Forța descarcă arcul în intervalul în care supapa este accelerată și încarcă arcul când supapa este deccelerată. Ca stare, variația lui , se reprezintă în diagrama caracteristică sub axa săgeților în primul interval și deasupra axei săgeților în al doilea interval. În ansamblu, variația forței , este discontinuă sau continuă, la fel ca variația accelerației supapei.

Fig. 3.16. Schema de calcul a arcului de supapă

Pentru ca arcul să-și îndeplinească funcțiile, este necesar ca forța sa elastică să fie permanent superioară lui .În acest scop se alege forța elastică maximă:

(63)

unde q este un factor de amplificare ce trebuie limitat corespunzător realizării unei rigidități a arcului care să nu provoace uzuri exagerate ale organelor de transmitere de la camă la supapă. Uzual pentru motoarele navale q =1,3…1,5 .

Forța elastică minimă se alege în limitele:

(64)

Forța elastică minimă a arcului supapei de evacuare trebuie să prevină ridicarea acesteia de pe scaun în timpul admisiei de încărcătură proaspătă, care poate fi provocată de diferența , unde este presiunea din colectorul de evacuare, iar , este presiunea din cilindru. Se verifică deci condiția:

(65)

unde , este diametrul orificiului controlat de supapa de evacuare.

Analog se verifică condiția impusă arcului supapei de admisie, în cazul motorului supraalimentat:

(66)

unde este diametrul orificiului controlat de supapa de admisie, iar este presiunea aerului de supraalimentare. Constanta elastică a arcului se definește ca raportul dintre forța elastică și săgeata produsă de acesta:

(67)

Deci expresiile săgeților în cele două cazuri extreme sunt:

(68)

(69)

unde: (70)

Fig. 3.17. Schema de dimensionare a arcului de supapă

Pentru dimensionare, se alege diametrul mediu al arcului (diametrul înfășurării) în funcție de diametrul orificiului controlat de supapă; se recomandă:

(71)

Se mai adoptă diametrul spirei d ; de regulă, d = 3…8 [mm]. Se calculează efortul unitar maxim de răsucire, cu relația:

(72)

unde:

(73)

c, este un coeficient de apreciere a efectului de concentrare a tensiunilor.

Efortul unitar trebuie să se încadreze în domeniul admisibil, și anume: .

Efortul unitar minim de răsucire , se calculează analog, înlocuindu-se cu în relația (72). Se verifică apoi coeficientul de siguranță la oboseală, cu formula:

(74)

unde:

– rezistența la oboseală pentru ciclul alternant simetric pentru oțeluri de arc;

– este un coeficient al concentratorilor de tensiuni;

– coeficient ce ține seama de dimensiunea corpului;

– coeficient al stării suprafeței piesei, caracterizând gradul de prelucrare;

– reprezintă amplitudinea eforturilor unitare; (75)

– reprezintă valoarea efortului unitar mediu; (76)

– conform schematizării Serensen, unde este rezistența la oboseală pentru un ciclu pulsatoriu.

Se recomandă pentru calculul de verificare:

(77)

și (78)

Numărul de spire active se determină cu relația:

(79)

unde:

– este modulul de elasticitate transversal al materialului arcului;

= 0 pentru arcul cilindric (este un coeficient ce ține cont de forma arcului, cilindrică, conică, etc…).

De obicei arcul are aproximativ 2…3 spire inactive pentru o bună fixare pe talere sale, deci numărul total de spire se determină cu formula:

(80)

Atunci când arcul înregistrează săgeata maximă, se prevede un joc minim între spiralele sale , astfel că lungimea totală a sa este:

(81)

Verificarea la vibrați a arcului de supapă se realizează calculând frecvența proprie de vibrație cu relația:

(82)

pentru evitarea rezonanței se recomandă ca raportul dintre și turația arborelui cu came să nu fie un număr întreg. Pe baza datelor experimentate se recomandă:

(83)

Dacă supapa este echipată cu arcuri concentrice (uzual 2), calculul se desfășoară ca în cazul unui singur arc, considerându-se forțele elastice maxime și minime ale arcului interior, respectiv exterior astfel:

(84)

Se recomandă: (85)

Se adoptă diametrele medii ale arcului interior, respectiv exterior, respectând condițiile:

(86)

(87)

unde este diametrul ghidului supapei, iar este diametrul spirei arcului interior, respectiv exterior.

Tabelul 14

Calculul arcurilor supapei de admisie

Tabelul 15

Calculul arcului exterior

Tabelul 16

Calculul arcului interior

Tabelul 17

Calculul arcurilor supapei de evacuare

Tabelul 18

Calculul arcului exterior

Tabelul 19

Calculul arcului interior

Tabelul 20

Calculul arborelui de distribuție

Arborele de distribuție trebuie să reziste la solicitările produse de acțiunea tacheților asupra camelor. În același timp, este necesar să fie suficient de rigid, pentru ca deformațiile cauzate să nu perturbe fazele de distribuție.

În funcționare, fiecare camă este acționată de o forță dirijată după axa tachetului, care însumează forța elastică a arcului supapei, forța creată de presiunea gazelor din cilindru asupra talerului și forța de inerție a organelor de transmitere a mișcării de la camă la supapă. Încărcarea maximă revine camei ce comandă ridicarea supapei de evacuare, în prima etapă de ridicarea a acesteia, și anume când accelerația tachetului este maximă: în momentul de la jumătatea primei curbe a flancului de ridicare, dacă se folosește cama cu profil Kurz.

Forța are expresia:

(88)

unde:

– este forța elastică minimă a arcului supapei:

– diametrul talerului supapei de evacuare;

– presiunea din cilindru la începutul ridicării supapei de evacuare,

determinată din diagrama indicată a motorului;

– presiunea din conducta de evacuare;

– masa organelor mecanismului redusă la axa tachetului;

– accelerația tachetului în momentul considerat.

Momentul încovoietor se determină izolând un tronson de arbore asimilat cu o grindă simplă, sprijinită în mijlocul a două fusuri palier consecutive (Fig. 3.18).

Fig. 3.18. Schema de verificare arborelui de distribuție la încovoiere

Pentru situația în care fiecare cilindru are două supape, se obține:

(89)

Dacă zonele cilindrice ale tronsonului considerat au diametrul exterior , și interior , efortul unitar corespunzător are expresia:

(90)

Considerând ciclul de solicitare la oboseală ca fiind pulsant, obținem coeficientul de siguranță de forma:

(91)

Sub acțiunea forțelor transmise de tacheți, arborele de distribuție este solicitat și la răsucire.

Fig. 3.19. Schema de verificare a arborelui de distribuție la răsucire

Momentul de răsucire aferent unei came (Fig. 3.19) este produs de forța axială și de forța de frecare camă-tachet (rolă):

(92)

unde: este coeficientul de frecare;

(93)

La o funcționare corespunzătoare, cu ungere eficientă, în cazul tachetului cu rolă, coeficientul de frecare înregistrează valori relativ mici ( = 0,01…0,03 ) și deci neglijabil, astfel că se poate aplica relația:

(94)

Momentul se determină pentru poziția în care linia de contact între camă și rolă (tachet) se află la distanța maximă OH de axa tachetului. Pentru această poziție, în funcție de unghiul (statistic) se deduce:

(95)

unde:

Neglijând influența forțelor de presiune din cilindru obținem pentru expresia:

(96)

unde: forța elastică, se ia din diagrama caracteristică a arcului (Fig. 4.), accelerația tachetului se calculează cu relația (4.27) .

Pentru tronsonul de arbore considerat din arborele de distribuție, efortul unitar maxim de răsucire este dat de relația:

(97)

în care , reprezintă momentul rezultant obținut prin însumarea algebrică, în conformitate cu succesiunea funcționării cilindrilor, a momentelor preluate de cama tronsonului.

Considerând ciclul de solicitare alternant simetric, coeficientul de siguranță la oboseală are expresia:

(98)

Rezistența la solicitări compuse este apreciată prin coeficientul de siguranță la oboseală total:

(99)

O altă posibilitate de verificare constă în calculul efortului unitar compus:

(100)

unde este efortul unitar de răsucire calculat cu relația (4.97) pentru . Se recomandă = 100…140 [N/mm2] .

Forțele provoacă deformația de încovoiere f a arborelui. Când există două supape pe cilindru, deformația f a tronsonului asimilat cu o grindă simplu sprijinită (Fig. 37) este:

(101)

unde: E este modulul de elasticitate longitudinal al materialului arborelui de distribuție, având valoarea (pentru oțeluri la t = 20°C). Pentru motoarele semirapide navale se recomandă f = 0,05…0,20 [mm].

Suprafețele de contact ale camei și rolei sunt supuse unui efort unitar de strivire:

(102)

unde: este lățimea camei.

Se recomandă: .

Tabelul 22

Tabelul 23

Calculul organelor de transmitere a mișcării

Calculul tachetului

Conform schematizării din Fig. 3.20 se urmărește limitarea presiunilor de contact din orificiul de ghidare a tachetului, pentru a diminua uzura. Aceste presiuni sunt generate de componenta normală a forței , din tachet și de forța , (Fig. 38.). Totodată orificiul de ghidare preia un moment de reacție al tachetului, care echilibrează cu momentul de răsucire .

Fig. 3.20. Schema de calcul al tachetului

Se consideră că presiunea provocată de forțele normale este distribuită uniform, iar presiunea generată de momentul de reacție are o distribuție liniară. Presiunea rezultantă maximă p se dezvoltă la una din extremitățile orificiului.

Forța poate fi neglijată, datorită înclinării relativ mici a tijei împingătoare față de axa orificiului. Făcând abstracție de forța de frecare, se obține presiunea rezultantă maximă:

(103)

unde și sunt diametrul, respectiv lungimea orificiului de ghidare. Se recomandă p 10 [Mpa].

Calculul tijei împingătoare

Tija împingătoare este solicitată de forța (Fig. 3.21).

Fig.3.21. Schema de calcul a tijei împingătoare

Deoarece raportul dintre lungimea tijei și diametrul său exterior este relativ mare, există pericolul de flambaj. Sarcina critică de flambaj se calculează cu relația:

(104)

unde: – este momentul de inerție ecuatorial al tijei, care are diametrul interior , având expresia:

(105)

Coeficientul de siguranță la flambaj are expresia:

(106)

Se recomandă = 2…5 .

Articulațiile sferice ale tijei împingătoare sunt solicitate la strivire; efortul unitar de strivire se calculează cu relația:

(107)

unde și sunt razele cuplului de sfere ale articulației.

Presiunea din capătul tijei se determină cu relația:

(108)

Calculul culbutorului

Culbutorul se verifică la solicitările de încovoiere și întindere compresiune produse de forțele și care acționează la extremitățile brațelor dinspre supapă și, respectiv, dinspre tija împingătoare. Secțiunile periculoase s-s și v-v se află la racordările brațelor cu bosajul central (Fig. 3.22).

Fig. 3.22. Schema de calcul pentru culbutor

Eforturile unitare rezultante se determină cu relațiile:

(109)

(110)

unde: sunt ariile celor două secțiuni, iar sunt modulele de rezistență ale acestora.

Fig. 3.23. Schema de calcul a secțiunilor periculoase s-s, v-v

Considerând că cele două secțiuni au formă dreptunghiulară (Fig. 3.23) se obțin:

(111)

(112)

În funcție de materialul culbutorului trebuie si se încadreze în următoarele limite: 20…25 [N/mm2] la fonte și aliaje ușoare; 40…80 [N/mm2] la oțel carbon de calitate; 100…200 [N/mm2] la oțeluri aliate.

Tabelul 24

Concluzii

Sistemul de distribuție a gazelor constituie unul din elementele esențiale legate de concepția și construcția motorului cu ardere internă. Realizarea unui sistem eficient necesită o strânsă corelare între procesele din cilindrul motor (procesul de schimb de gaze) și particularitățile constructive ale mecanismului ce realizează acest lucru.

Unghiurile de avans și întârziere la deschiderea, respectiv închiderea supapei de admisie și evacuare oferă avantaje importante privind cinematica și dinamica mecanismului de distribuție, prin posibilitatea realizării unor ridicări mai mari ale supapelor, prin mărirea duratei în care supapele sunt în mișcare, fără majorări considerabile a forțelor de inerție din mecanism.

Supapa de admisie are diametrul și înălțimea de ridicare mai mari decât supapa de evacuare, pentru a compensa în acest fe1 diferența de presiune mai redusă la care se produce admisia în raport cu evacuarea.

Obținerea unor viteze prea mari de evacuare poate produce, datorită unui fenomen de ejecție, scăderea presiunii din cilindru sub valoarea presiunii din colectorul de evacuare.

Variația presiunii din cilindru în timpul admisiei este determinată de variația vitezei cu care încărcătura proaspătă pătrunde în cilindru, care depinde, de viteza pistonului și de secțiunea oferită de supapa de admisie.

Profilul camelor este determinat de legea de mișcare a supapelor, impusă la rândul ei de secțiunea necesara schimbului de gaze, de obținerea unor viteze optime pentru o umplere cât mai bună și o evacuare cât mai eficientă.

Aspectul dinamic al funcționării sistemului de distribuție este evidențiat de profilul camei. Unul din profilele ce conferă forțe de inerție mici sistemului, precum și accelerații ce au o variație uniformă este profilul Kurz.

Pentru motoarele de turație relativ mică (motoare semirapide) se adoptă un profil asimetric, dar la turații ridicate se poate opta pentru un profil asimetric, având porțiunea de coborâre mai mare.

Fazele de distribuție sunt optime numai pentru un anumit regim de funcționare al motorului și depind în mare măsură de zona de lucru în care se urmărește obținerea unor performanțe maxime. Astfel, pentru motoarele rapide, aceste faze trebuie să fie optime pentru regimul de putere maximă, în consecință fazele de distribuție sunt mai largi. Pentru motoarele navale mari, trebuie să se asigure condiții optime de desfășurare a procesului de schimb de gaze la regimul cuplului maxim, unde sunt caracteristice valori mai mici ale fazelor de distribuție.

Poziția unghiulară a camelor pe arborele de distribuție se obține ținând cont de valorile fazelor de distribuție, de ordinea de aprindere din cilindri și de faptul că turația arborelui cotit este dublă față de turația arborelui cu came pentru un motor în patru timpi.

Influența factorilor constructivi asupra procesului de schimb de gaze:

Dimensiunea și configurația traseului de admisie: principalul deziderat al optimizării traseului de admisie (valabil și pentru traseul de evacuare) îl constituie reducerea pierderilor gazodinamice. Elemente ce constituie surse de pierderi sunt: filtrul de aer (micșorează coeficientul de umplere), colectorul de admisie (rugozitate sa, secțiunea de curgere, lungimea), supapa de admisie (forma și dimensiunile sale). Supapa de admisie este responsabilă de pană la 80% din totalul pierderilor pe traseul de umplere.

În cazul supapei de admisie, coeficientul de pierderi este o funcție discontinuă de raportul . Experimental s-a constatat că valori mici ale lui conduce la atașarea curentului de fluid de talerul și scaunul supapei rezultând valori ridicate ale coeficientului de pierderi.

Performanțele supapei de admisie sunt influențate de dimensiunile sale: dacă lățimea scaunului scade crește coeficientul de pierderi; unghiul al talerului influențează curgerea la înălțimi mici de ridicare a supapei; rotunjirea muchiilor scaunului reduc tendința de desprindere a curentului de fluid având drept urmare creșterea pierderilor la înălțimi mari.

Dimensionarea și configurarea traseului de evacuare. Pe parcursul evacuării apar pierderi de presiune ca și în cazul admisiei. Acestea apar la nivelul fiecărei componente a sistemului de evacuare. Însă, condițiile evacuării sunt mult mai favorabile curgerii gazelor decât condițiile umplerii, datorită diferențelor mari de presiune, în special în prima porțiune a procesului (evacuarea liberă) când cca. 70-80% din cantitatea de gaze arse părăsesc cilindrul. Acesta este și unul din motivele pentru care spațiul disponibil amplasării supapelor este folosit cu precădere pentru supapa de admisie în detrimentul celei de evacuare.

Un impact deosebit asupra procesului de schimb de gaze îl are, la modificarea turației, mărimea cotelor de reglaj ale umplerii și evacuării, realizate din proiectare pentru un regim unic (optim) de funcționare a motorului. Abaterea de la acest regim înseamnă pentru agregatul termic o înrăutățire a umplerii și evacuării.

Performanțele energetice ale motorului pot fi substanțial îmbunătățite dacă fazele de distribuție și cursele supapelor se modifică în concordanță cu sarcina și turația, realizând așa-numita distribuție variabilă. Un astfel de subiect îl poate constitui studiul distribuției variabile la M4T. Realizarea distribuției variabile se poate face utilizând mecanisme cu acționare hidraulică, mecanisme cu supape spațiale, capabile să se deplaseze după axul arborelui de distribuție.

Funcționarea mecanismului de distribuție obișnuit este însoțită de un zgomot caracteristic chiar dacă motorul nu este foarte rapid. Zgomotul se manifestă la turații ridicate printr-o bătaie pronunțată între organele de transmitere a mișcării, datorită stabilirii intermitente a contactului dintre ele și supape, în cursele de coborâre. La motoarele cu un anumit grad de uzură, zgomotul poate interveni și la turații mai joase din cauza deteriorării arcurilor de supapa, care trebuie atunci înlocuite; prelungirea fenomenului poate provoca izbirea supapelor de către piston la sfârșitul cursei de evacuare.

Bibliografie

Alexandru C. Mașini și instalații navale de propulsie, Editura Tehnică, București, 1991.

Apostolescu N., Taraza D. Bazele cercetării experimentale a mașinilor termice, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1979.

Aramă C., Grunwald B. Motoare cu ardere internă. Procese și caracteristici, Editura Tehnică București.

Buzbuchi N., Manea L, Dragalina A, Moroianu C., Dinescu C., Motoare navale. Procese și caracteristici, Editura Didactică și Pedagogică, R.A., București, 1996.

Bayan M., Buzbuchi N. Development and Application of Marine Engine, Vol. Sesiunea de comunicații științifice, Universitatea “Dunărea de Jos”, Galați, 1993.

Benson R.S., Internal Combustion Engine, Pergamon Press, , 1983.

Chiriac R. Metode de investigație a arderii pentru motoarele cu ardere internă, Universitatea “Politehnica” București, 1992.

Dinescu C., Costea A., Buzbuchi N. Modelul arderii în motoarele cu aprindere prin comprimare, Vol A II-a Conferință Națională de Termotehnică, Constanța, 1992.

Dinescu C., Buzbuchi N., Niculescu R. Utilizare unor combustibili gazoși în motoarele cu ardere internă, Vol. Combostion Modeling in Reciprocating Engine, Plenum Press, New York, 1980.

Dragalina Al. Calculul Termic al Motoarelor Navale, Tipografia Academiei Navale “Mircea cel Bătrân”, Constanța, 1992.

Grunwald B. Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1980.

Heywood J.B. Internal Combustion Engine Fundamentals, McGraw Hill Company, New York, 1988.

Hoult D.P., Wong V.W. The Generation of Turbulence in Internal Combustion Engine, Vol. Combustion Modeling in Reciprocating Engines, Plenum Press, New York, 1980.

Hiroyasu H., Kadota M. Supplementary Coments, Fuel Spray Caracterisation in Diesel Engine, Vol. Comustion Modeling in Reciprocating Engines, Plenum Press, New York, 1980.

Negrulescu N., Pană C., Popa M. Motoare cu ardere internă, Tipografia Institutului Politehnic București, 1985.

Popa B., Mădărășanu T., Bățăgă N., Adameșteanu I. Solicitări termice în construcția de mașini, Editura Tehnică, București, 1978.

Radu B.D. Contribuții la Modelerea arderii în motorul diesel cu presiuni foarte înalte de injecție Teză de doctorat, Universitatea „Politehnica” București, 1995.

Ramos J.I. Internal Combustion Engines Modeling Hemisphere Publishing Corporation, New York, 1989.

Răducanu P. Metodă experimental analitică pentru studiul mișcării de swirl din cilindrul unui motor diesel cu injecție directă, Vol. A III-a Conferință Națională de Termotehnică, Editura Tehnică, București, 1993.

Reynolds W.C. Modeling of Fluid Motions in Engine – An Introductory Overview, Vol. . Comustion Modeling in Reciprocating Engines, Plenum Press, New York, 1980.

Shahed S.M., Flynn P.F., Lynn W.T. A Model for the Formation of Emissions in a Direct-Injection Diesel Engine, Vol. . Comustion Modeling in Reciprocating Engines, Plenum Press, New York, 1980.

Șoloiu A., Dinescu C., Buzbuchi N. Model termodinamic monozonal al arderii în motorul diesel cu injecție directă, Vol. A VI-a Conferință Națională de Termotehnică, Iași, 1996.

Taraza D., Belei A., Minculescu Ș. Aplicații și probleme de motoare termice, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1981.

Vasilescu C.A., Faur S., Pimsner V., Rădulescu Gh.A. Corelații dintre combustibilul lichid și motorul cu ardere internă, Editura Academiei, București, 1972.

Pârvu S. Modelarea funcționării sistemului de distribuție a gazelor prin supape pentru un motor naval, U.M.C, 1999.

Winterbone D.E., Tenntant D.W.H. The Variation of friction and Combustion Rate During Diesel Engine Transients, SAE Paper 810339, Detroid, Michigan, 1981.

Woschni G., Anisits F. Eperimental Investigation and Mathematical Presentation of Heat Release in Diesel Engines Dependent upon Operating Conditions, SAE Paper, 740086.

4T50MX and Intelligent Engine Concept, MAN B&W, diesel Teglhdmun Works, Copenhagen, 1993.

*** The MC Engine Basic Research and test Results, MAN B&W, diesel Teglhdmun Works, Copenhagen, 1993.