Capitolul I. Elemente de dinamica autovehiculului 1.1. Modele similare de autovehicule,caracteristici constructive și de utilizare Pentru alegerea… [310768]
Capitolul I. Elemente de dinamica autovehiculului
1.1. [anonimizat], este necesar un studiul al soluțiilor similare de autovehicule existente să se facă și o cercetare a construcției similare specifice categoriei de autovehicule dezvoltate.
Direcțiile de dezvoltare au în vedere să sublinieze orientarea generală în ceea ce privește modul de dezvoltare a [anonimizat] a motorului, [anonimizat], [anonimizat].
O preocupare continuă pe care o au azi companiile ce activează în domeniul construcției de automobile în ceea ce privește factorii de îmbunătățire ale performanțelor acestora este reducerea atât a consumului de combustibil cât și a emisiilor poluante foarte nocive atât pentru mediul înconjurător cât și pentru noi oamenii. O modalitate de a realiza acest lucru fără a [anonimizat].
Eforturile de sporire a performanțelor motoarelor s-au îndreptat în mod special spre:
[anonimizat]. [anonimizat]-[anonimizat]-bagurile și centurile de siguranță. Siguranța activă e [anonimizat], pneurile și sistemele performante de iluminare.
[anonimizat] a [anonimizat]. În toate țările de pe continentul american și european s-a înregistrat în ultimii ani o creștere a vânzărilor cuprinsă între 10 – 15%. [anonimizat], [anonimizat] 207, [anonimizat],Hyundai i10.
În prezent cele mai multe modele sunt oferite în o [anonimizat], cu doua sau patru uși și cu cinci locuri. Majoritatea modelelor tind spre o optimizare a caroseriei și a [anonimizat], consumul, siguranța, [anonimizat].
Obs: scara cilindreei este de 1/1
1.2.Organizarea generală și alegerea parametrilor principali
1.2.1.[anonimizat], de locul și modul de dispunere al motorului și a [anonimizat], de dimensiunile geometrice ale caroseriei și ale automobilului.
Compunerea și dispunerea părților componente ale transmisiei este rezultatul unui proces de analiză a calităților de tracțiune și a capacității de trecere a autovehiculului, care să corespundă destinației sale. Modul de organizare a transmisiei influențează caracteristicile de deplasare ale automobilului și condiționează posibilitățile de amplasare a celorlalte componente ale acestuia.
Ținând cont de construcțiile similare, extrase din literatura de specialitate și având în vedere tendințele de dezvoltare, se adoptă soluția de organizare generală a autovehiculului, soluția de organizare a transmisiei și a sistemelor și amenajarea interioară. Pe baza acestei organizări se stabilește caracterul în mișcare și în același timp limitează posibilitatea de dezvoltare și de amplasare a celorlalte componente ale autovehiculului.
În continuare se vor analiza pe rând principalele organe care contribuie prin dimensiunile lor la organizarea generală a autoturismelor.
Organizarea șasiului și a caroseriei
Cadrul este destinat fixării majorității agregatelor instalațiilor și ansamblurilor automobilului. Șasiul trebuie să îndeplinească următoarele cerințe:
rigiditate ;
rezistență la șocuri ;
cadrul este format din două lonjeroane curbate deasupra punților motoare legate între ele prin patru traverse și bare de protecție față;
La majoritatea construcțiilor similare șasiul este parte integrantă din caroserie deci se adoptă o caroserie autoportantă datorită rigidității sale ridicate specifice acestei clase de autovehicule.
Dispunerea motorului
Acesta are o mare influență asupra stabilității și repartiției masei pe punți. Se constată tendința manifestată în acest segment ca motorul să fie dispus central față pentru o mai bună repartizare a masei pe punți. În conformitate cu destinația automobilului, se adoptă ca soluție de bază TOTUL FATA dispunerea motorului transversal si punte motoare fata.
Avantaje :
legături simple și scurte între organele de comandă și grupul motor transmisie;
permite realizarea unui portbagaj spațios;
pericolul de incendiu este redus, rezervorul de combustibil fiind montat, în general, pe consola din spate;
sistemul de răcire este simplificat;
efectul ciocnirilor frontale sunt mai reduse asupra pasagerilor deoarece energia de impact este absorbită de grupul motor și transmisie;
Organizarea transmisiei
Schema transmisiei organizată în soluția „totul față’’
Trenul de rulare vazut dinspre habitaclu
Soluția “ TOTUL FAȚĂ ” prezintă următoarele dezavantaje:
se micșorează greutatea aderentă ce revine punții motoare la urcarea pantelor;
apar complicații constructive pentru puntea față, care este puntea motoare și directoare;
motorul și transmisia sunt expuse la lovituri frontale;
pneurile din față se uzează mai repede;
Soluția “ TOTUL FAȚĂ ” elimină o serie de elemente ale transmisiei, costurile fiind mai scăzute ca la soluția clasică.
Pentru autoturismul ce trebuie proiectat se adoptă o transmisie totul fata, motor dispus față și punte motoare fata.
În transmisie se folosesc cu preponderență ambreiaje mecanice, cu cutii de viteze cu 5 manuale,automate sau secvențiale .
Organizarea suspensiei
Suspensia are rolul de a realiza legătura elastică între cadru și punțile motoare pentru a proteja pasagerii și organele componente ale autoturismului de șocurile și oscilațiile dăunătoare, cauzate de neregularitățile drumurilor .
Se adoptă pentru automobilul de proiectat o suspensie de tip McPherson cu braț inferior triunghiular, arcuri elicoidale, amortizoare hidraulice cu bară stabilizatoare independentă atât pentru puntea față cât și pentru puntea spate.
Organizarea sistemului de direcție și a sistemului de frânare
Sistemul de direcție cel de frânare sunt niște sisteme de o importanță deosebită pentru siguranța circulației și securitatea pasagerilor. Sistemul de direcție are rolul de a permite schimbarea direcției de deplasare orientând corespunzător roțile din față numite roți directoare în timp ce sistemul de frânare realizează încetinirea roților motoare și nemotoare atunci acest lucru este solicitat de conducătorul auto atunci când condițiile de deplasare necesită acest lucru.
Direcția cuprinde organe de comandă, volanul și mecanismele de direcție, levierul de comandă, trapezul direcției cu bara de conexiune, două bare de comandă a direcției și levierele de comandă ale fuzetelor. Sistemul de frânare cuprinde pe lângă subansamblele clasice ultimele noutăți în materie de sisteme ajutătoare cum ar fi ABS, EBD, ESP discuri de frână autoventilate sau etriere cu șase pistonașe.
1.2.2. Dimensiuni geometrice
Funcție de tipul și destinația autovehiculului definite prin tema de proiectare, adopt caracteristicile tehnice ale Ford Fiesta 1.25i :
lungimea automobilului – 3950 mm, care reprezintă distanța dintre 2 plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al automobilului și tangente la acesta în punctele extreme din față și din spate. Toate elementele din față și din spate sunt incluse în aceste 2 plane.
lățimea vehiculului –1973 mm , reprezintă distanța între 2 plane paralele cu planul longitudinal de simetrie al vehiculului , tangente la acesta de o parte și de alta. Toate organele laterale ale vehiculului fixate rigid cu excepția oglinzilor retrovizoare, sunt cuprinse în aceste plane.
înălțimea vehiculului – 1481 mm , reprezintă distanța dintre planul de sprijin și un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a vehiculului pregătit de plecare în cursă, fără încărcătură utilă cu pneurile umflate la presiunea corespunzătoare masei totale admise.
ampatamentul – 2489 mm reprezintă distanța între perpendicularele coborâte pe planul longitudinal de simetrie al vehiculului .
ecartamentul 1465/1465 mm reprezintă distanța dintre centrele petelor de contact ale pneurilor cu solul.
1.2.3. Greutatea automobilului
Masa automobilului (ma), face parte din parametri generali ai acestuia și reprezintă suma tuturor mecanismelor și agregatelor din construcția acestuia, precum și greutatea încărcăturii. Suma greutății mecanismelor și agregatelor automobilului reprezintă masa proprie și se notează cu m0, iar greutatea încărcăturii prescrise reprezintă masa utilă și se notează cu mu .
Masa utilă reprezintă o caracteristică constructivă esențială a autovehiculului, prin ea caracterizându-se posibilitatea de utilizare a acestuia. Aceasta este determinată de capacitatea de încărcare, a autovehiculului prevăzută prin tema de proiectare, în concordanță cu capacitatea de încărcare a tipurilor similare. Capacitatea de încărcare se precizează de regulă prin numărul de locuri la autovehiculele de persoane și prin sarcina utilă transportată la autovehiculele de bunuri.
Masa proprie este determinată de suma greutăților tuturor sistemelor componente când autovehiculul se află în stare de utilizare. Pentru determinarea masei proprii, se are în vedere tendințele actuale cu privire la folosirea materialelor, cu mase proprii reduse, precum mase plastice, materiale compozite, oțeluri de înaltă rezistență, creându-se posibilități de reducere a masei proprii.
Tinând cont de tema de proiectat, Ford Fiesta 1.25i, aleg masa proprie, masa utila :
(1.1)
După determinarea masei utile și a masei proprii, se va trece la efectuarea calculului pentru obținerea masei totale cu ajutorul relației următoare:
(1.2)
Alegerea tipului de pneuri este condiționată de mai mulți factori cum ar fi, viteza maximă transmisă prin tema de proiect, și greutatea ce revine roților din spate și față. Funcție de greutatea repartizată punților se poate determina masa ce revine unui pneu. Utilizând valori medii din literatura de specialitate se adoptă parametrul pentru autovehiculul încărcat, unde L este ampatamentul autovehiculului.
Din relația anterioară va rezulta distanța :
(1.3)
Știind că : (1.4)
Cu ajutorul coordonatelor longitudinale a, b, găsite se va determina greutatea pe puntea față cu următoarea relație:
(1.5)
(1.6)
1.2.4. Roțile automobilului
Roțile de automobil sunt alcătuite dintr-o jantă metalică, pe care se montează o anvelopă de cauciuc care conține aer comprimat. Rigiditatea anvelopei este dată de raportul dintre creșterea forței care acționează asupra pneului și deformația determinată de această creștere. Rigiditatea depinde de materialul anvelopei, de construcția ei, de presiunea interioară a aerului din pneu și de duritatea suprafeței de sprijin.
Alegerea tipului de pneuri este condiționată de mai mulți factori cum ar fi, viteza maximă impusă prin tema de proiect și greutatea ce revine roților din spate și față. Funcție de greutatea repartizată punților se poate determina masa ce revine unui pneu folosind relațiile:
pentru pneurile punții față:
(1.7)
pentru pneurile punții spate:
(1.8)
Pentru asigurarea unui confort sporit puntea față trebuie să fie caracterizată de o elasticitate mai mare decât puntea spate. La obținerea elasticității punții față contribuie și utilizarea presiunii interioare a aerului din pneu mai mică în față decât în spate.
Prin reducerea presiunii pneurilor pe puntea din față, se reduce rigiditatea laterală a pneului, astfel că prin sporirea deviațiilor laterale se favorizează imprimarea unui caracter constructiv de subvirator, caracterizat de tendința de autostabilizare pe traiectoria rectilinie.
Se adoptă din literatura de specialitate, urmatoarele pneuri 195/50 R15.
Pentru calculele de dinamica autovehiculului este necesară cunoașterea razei de rulare, care se apreciază analitic funcție de raza nominală a roții și un coeficient de deformare. Coeficientul de deformare depinde de presiunea din pneu și are valorile:
pentru pneuri utilizate la presiuni mai mici de 600 kPa;
pentru pneuri utilizare la presiuni mai mari de 600 kPa;
– raza cercului exterior al benzii de rulare a pneului la presiunea normală, măsurata in repaus si fără nici un fel de încărcare.
(1.9)
D0 = d + 2 * H , (1.10)
unde: D – diametrul exterior (nominal) al anvelopei;
d – diametrul interior al anvelopei;
H – inaltimea profilului;
B – latimea profilului.
Pentru anvelopa aleasa 195/50 R 15 se definesc:
B = 195 mm ; d = 15 inch si raportul nominal :
50 =
D0 = 15*25,4 + 2*98 = 577 mm r0 = .
Se definește raza de rulare ca fiind raza unei roți imaginare, nedeformabile, care rulează fără alunecări si patinări, având aceeași viteza unghiulara si de translație cu cele ale rotii reale. Mărimea depinde de următorii factori:
sarcina normală pe roată ;
presiunea din pneu ;
starea căii de rulare ;
valoarea momentului la roată ;
Se definește coeficientul de deformare:
(1.11)
Se adoptă : (1.12)
Rezultă: (1.13)
1.3. Definirea condițiilor de autopropulsare
Mișcarea automobilelor este determinată de mărimea direcția și sensul forței active și a forțelor de rezistență ce acționează asupra acestora.
Definirea condițiilor de autopropulsare precede calculul de tracțiune, împreună cu care condiționează performanțele autovehiculelor. Se precizează funcție de tipul și destinația autovehiculelor, a factorilor specifice de influență și stabilitate, relațiile analitice de evaluare cantitativă a acestor forțe .
În procesul de înaintare al autovehiculului acestea întâmpină o serie de rezistențe cauzate de factori externi , aceste rezistențe fiind :
rezistența la rulare;
rezistența aerului ;
rezistenta la panta;
rezistenta la demarare.
1.3.1. Determinarea rezistenței la rulare și a aerului
În timpul rulării automobilului roțile și calea de rulare se deformează. Roțile se deformează datorită încărcării lor cu forțe și cu momente, datorită presiunii interioare din pneu,datorită materialului și construcției lor. Deformarea căii de rulare depinde de compoziția materialului său, de rezistența învelișului și a fundației, de mărimea forțelor și momentelor cu care roțile automobilului acționează asupra sa. Aceste deformații conduc la consumarea unei părți din energia transmisă de motorul automobilului la roțile motoare, manifestată sub forma unei forțe ce se opune rulării automobilului, numită rezistență la rulare.
Rezistența la rulare – Rr – este o forță cu acțiune permanentă, îndreptată în sens opus deplasării automobilului. Cauzele fizice care generează apariția acestei forțe sunt următoarele: frecarea dintre pneu și calea de rulare, întrepătrunderea dintre elementele pneului și microneregularitățile căii de rulare, frecările interioare din pneu, deformarea suprafeței căii de rulare, viteza de deplasare a autovehiculului.
În calculele de proiectare a automobilului rezistența la rulare este luată în considerare prin coeficientul rezistenței la rulare f , definit prin relația :
(1.14)
unde: – este rezistența la rulare
– este componenta normală pe calea de rulare a greutății automobilului.
În tabelul de mai jos sunt prezentate valori medii ale coeficientului rezistenței la rulare pentru diferite categorii de căii de rulare.
Pentru calculul rezistenței la rulare, cunoscând mărimea coeficientului de rezistență la rulare f , se utilizează relația :
(1.15)
Pentru o cale de rulare dreapta, asfaltată, în stare bună, pe care autoturismul rulează cu viteza maximă Vmax = 155 km/h.
Puterea necesară învingerii acestei forței se definește în relația :
(1.16)
Rezistența aerului – RA – reprezintă interacțiunea, după direcția deplasării, dintre aerul în repaus și autovehiculul în mișcare rectilinie. Ea este o forță cu acțiune permanentă de sens opus sensului de deplasare a automobilului.
Cauzele fizice ale rezistenței aerului sunt: repartiția inegală a presiunilor pe partea din față și din spate a caroseriei, frecarea dintre aer și suprafețele pe lângă care are loc curgerea acestuia, energia consumată pentru turbionare a aerului și rezistența curenților exteriori folosiți pentru răcirea diferitelor organe și pentru ventilarea caroseriei.
Pentru calculul rezistenței aerului se recomandă utilizarea relației :
(1.17)
= 1,226 [ kg/m3 ] – densitatea aerului pentru condiții atmosferice standard ;
Cx – coeficientul de rezistență a aerului ;
A – aria secțiunii transversale maxime [ m2 ] ;
V – viteza de deplasare a automobilului [ m/s ] ;
Aria transversală maximă se determină cu suficientă precizie cu relația :
(1.18)
unde: B = 1465- ecartamentul față al autoturismului;
H = 1481 – înălțimea autoturismului;
Pentru determinarea mărimii coeficientului de rezistență a aerului Cx , vom folosi metoda comparativă, conform literaturii de specialitate, analizând valoarea acestuia la soluțiile constructive propuse, și vom adopta o valoare definitorie: Cx = 0,33.
Rezultă:
(1.19)
Puterea necesară învingerii acestei forțe a aerului se definește cu relația :
(1.20)
Rezistența la pantă
La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală, greutatea dă o componentă ( Rp ) după direcția deplasării, dată de relația :
Rp = Ga * sin [ N ]. (1.21)
Această forță este o forță rezistentă la urcarea rampelor ( de sens opus vitezei de deplasare ) și o forță activă la coborârea pantelor.
Pentru pante cu înclinări mici ( = 17o ) la care eroarea aproximării : sin = tg este sub 5% panta se exprimă în procente p% = tg . În acest caz expresia rezistenței la pantă este dată de relația :
Rp = Ga * p [ N ]
Alegerea unghiului de înclinare longitudinală a căii se face funcție de tipul și destinația automobilului.
Pentru cazul nostru adoptăm max = 17o Rp = 14665* 0.2923 = 4286 N (1.22)
Rezistența la demarare
Regimurile tranzitorii ale mișcării automobilului sunt caracterizate de sporiri ale vitezei (demaraje) și reduceri ale vitezei (frânare). Rezistența la demarare ( Rd ) este o forță de rezistență ce se manifestă în regimul de mișcare accelerată a autovehiculului.
Ca urmare a legăturilor cinematice determinate în lanțul cinematic al transmisiei dintre motor și roțile motoare, sporirea vitezei de translație a autovehiculului se obține prin sporirea vitezelor unghiulare de rotație ale elementelor transmisiei și roților. Masa autovehiculului în mișcare de translație capătă o accelerație liniară, iar piesele aflate în mișcare de rotație, accelerații unghiulare.
Influența asupra inerției în translație a pieselor aflate în rotație se face printr-un coeficient , numit coeficientul de influență a maselor aflate în mișcare de rotație.
Rezistența la demarare este astfel dată de relația :
(1.23)unde :
ma – masa automobilului [ kg ] ;
δ- coeficientul de influență al maselor aflate în mișcare de rotație ;
dv/dt = a – accelerația mișcării de translație a autovehiculului [ m/s2 ].
Pentru calculul rezistenței la demarare este necesară cunoașterea mărimii coeficientului de influență a maselor aflate în mișcare de rotație.
Comform literaturii de specialitate , pentru un autoturism în două volume, cu viteza maximă de 155 km/h, adoptăm momentul masic de inerție al pieselor motorului Im = 0,2 kg*m2 și momentul masic al unei roți IR = 2 kg*m2.
Din calcule rezultă coeficienții maselor astfel :
m = 0,0263 și R = 0,0277 .
Pentru accelerația maximă în prima treaptă a C.V. valoarea este a1 max = 2,5 m/s2.
Rd = 1495 * 0.27 * 2.5 = 1009 N (1.24)
Deoarece rezistența la rulare cât și rezistența la pantă sunt determinate de starea și caracteristicile căii de rulare, se folosește gruparea celor două forțe într-o forță de rezistență totală a căii ( R ), dată de relația :
R = Rr + Rp = Ga ( f cos + sin ) = Ga * [ N ], unde :
ψ – coef. rezistenței totale a căii ;
Pentru valorile adoptate anterior = 0,3 RΨ = 14665 * 0.3 = 4400 N. (1.25)
1.3.2. Forme particulare ale ecuației generale de mișcare
Deplasarea cu viteză maximă
La deplasarea automobilului cu viteză maximă, pe un drum orizontal, rezistența la pantă Rp și forța disponibilă pentru accelerație sunt nule, astfel încât rezultă ecuația:
1.4. Calculul de tracțiune
1.4.1.Alegerea mărimii randamentului transmisiei
Calculul de tracțiune se face în scopul determinării parametrilor principali ai motorului și transmisiei, astfel ca autovehiculul cu caracteristicile definite în prima parte a proiectului, să fie capabil în condițiile precizate în capitolul 3 să realizeze performanțele prescrise în tema de proiectare sau a performanțelor celor mai bune modele existente sau de perspectivă.
Pentru propulsarea autovehiculului puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă roților motoare ale acestuia .
Transmiterea fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate fenomenelor de frecare din organele transmisiei. Calitativ, aceste pierderi se apreciază prin randamentul transmisiei .
Experimental, s-a constatat că subansamblele transmisiei au următoarele randamente :
cutia de viteze (raport de transmitere unitar);
(în celelalte trepte);
reductor – distribuitor
transmisie longitudinală:
transmisie principală simplă :
Deoarece nu pot fi apreciați toți factorii de influență în calculul randamentului, practic acesta se adoptă. Ținând cont de tipul vehiculului, s-a adoptat la calculul rezistenței la demaraj în capitolul anterior următoarele valori :
– randamentul cutiei de viteze;
– randamentul transmisiei principale;
– randamentul transmisiei totale;
1.4.2. Determinarea puterii maxime a motorului
Deoarece motorului este impusă din tema de proiectare, alegerea motorului constă în căutarea unui motor care să satisfacă condiția de putere, rezultând apoi din calcule performanțele autoturismului .
Pentru propulsarea autovehiculelor se folosește în majoritatea cazurilor motoare cu ardere internă cu piston în mișcare de translație. Existența unei mari varietăți de motoare cu ardere internă cu piston impun mai multe criterii de clasificare. Cel mai important criteriu este modul de aprindere a amestecului carburant, după care motoarele se împart în :
motoare cu aprindere prin scânteie – M.A.S. – (Otto)
motoare cu aprindere prin comprimare – M.A.C. – (Diesel)
Statistic, pentru autoturismele din această, se observă că sunt utilizate cu precădere motoare cu aprindere prin scânteie.
Deoarece este vorba despre un motor de putere relativ mica, și de un autoturism de oras, se cer atât performanțe de accelerație pentru a se putea adapta traficului urban cât și performanțe de viteză pentru traficul extraurban.
Având in vedere aceste considerente se va trece la calcularea puterii maxime a motorului:
(1.26)
unde: (1.27)
(1.28)
Rezultă astfel :
(1.29)
1.5. Stabilirea dimensiunilor fundamentale ale motorului
1.5.1.Determinarea alezajului și a cursei pistonului (D și S)
Prin tema de proiectare se impune ca cilindreea unitară =315
Cilindree totala se determină cu relația:
=1260
După calcul rezultă :
unde:
– în kW calculată la capitolul 1.4.2. care are valoarea de 45,17 kW.
– presiunea medie efectivă se adoptă conform tabelului de mai jos la valoarea de 0,74170 MPa.
– turația de putere
– numărul de cilindrii
Se determină alezajul și cursa conform relațiilor:
Se calculează apoi – volumul camerei de ardere:
1.5.2. Adoptarea (calcularea) celorlalte dimensiuni ale motorului
Lungimea bielei și unele cote ale pistonului (figura 1) se stabilesc din condiția ca atunci când pistonul se găsește la punctul mort inferior (PMI), acesta să nu fie lovit de contragreutatea arborelui cotit. Pornind de la cotarea din figura 1 și notațiile din tabelul 1, se obține pentru lungimea bielei () expresia :
Tabelul 1.
– alezajul, în mm; – diametrul exterior al bolțului, în mm (vezi tabelul 2)
După stabilirea lungimii bielei se calculează raportul , și se verifică cu intervalul recomandat de bibliografie, respectiv:
– pentru motoare de autoturisme (bielă scurtă) și
– pentru motoarele de autocamioane, autobuze, etc. (bielă lungă)
Lungimea cilindrului se determină din condiția ca atunci când pistonul se găsește la punctul mort inferior (PMI) el să iasă din cilindru cu o cotă pentru a-i permite să preia pe manta ulei din ceața ce se formează în carter pe care să-l ducă apoi pe oglinda cilindrului.
Dimensiunile bolțului se determină pe baza datelor statistice prezentate în tabelul 2.
Tabelul 2.
Dimensiunile principale ale supapelor (figura 2.)
Diametrul mare al talerului SA se determină pe baza relației:
Diametrul mare al talerului SE se determină pe baza relației: 2.
Diametrele mici ale talerului SA și SE sunt : respectiv după care se verifică dacă ;
Se adoptă unghiul al suprafeței de etanșare,
Se determină lățimea sediului celor două supape cu relațiile: , respectiv
Celelalte dimensiuni ale supapelor se adoptă sau se determină.
Dimensiunile principale ale arborelui cotit (figura 4)
Unele se adoptă pe baza datelor statistice sau se calculează din egalitatea cotelor A și B.
Dimensiunile flanșei volantului (figura 1.5..5.)
Se adoptă pe baza datelor statistice sau se determină prin calcul.
Capitolul II. CALCULUL PROCESULUI DE ADMISIE
Generalitati
În perioada procesului de admisie se realizează umplerea cilindrului cu încărcătură proaspătă.
În figura 2.1 este prezentată variația presiunii de admisie la motorul cu aspirație naturală .
Fig.2.1.Variația presiunii de admisie la motorul în 4 timpi aspirație naturală
Curba r’ – u – a’ – a – a’’ reprezintă variația presiunii din cilindrul motorului în decursul procesului de admisie.
Punctele r’ și a’’ de pe această curbă corespund momentelor deschiderii supapei de admisie (dsa), respectiv închiderii supapei de admisie (isa).
La motoarele rapide actuale deschiderea supapei de admisie are loc cu 10 … 30 o RAC înainte de PMS, iar închiderea supapei are loc la 40 … 80 o RAC după PMI. Aceste limite pot fi însă extinse într-un sens sau altul în funcție de destinația motorului.
Deschiderea cu avans față de PMS a supapei de admisie asigură înainte de ajungerea pistonului în PMS, o oarecare secțiune de trecere a amestecului prin secțiunea oferită de supapă. Ca urmare, în momentul în care pistonul începe să se deplaseze spre PMI generând o depresiune pa în cilindru, fluidul beneficiază în acest mod de o secțiune suficientă curgând cu pierderi minime și îmbunătățindu-se astfel umplerea cilindrului.
Închiderea supapei de admisie cu o întârziere față de PMI are drept scop fructificarea presiunii dinamice și a fenomenului de umplere inerțională a cilindrului datorate curgerii ondulatorie a fluidului de lucru în canalizația de admisie. Se realizează astfel și pe această cale o îmbunătățire a umplerii cilindrului cu amestec proaspăt.
Pentru calculul procesului de admisie se face simplificarea (ipoteza) că procesul de admisie începe la punctul r, adică la presiunea pr corespunzătoare sfârșitului evacuării (pr=pev), după care se acceptă o scădere bruscă de presiune de la pr la pa – corespunzătoare punctului r’’, iar mai departe presiunea rămâne constantă la nivelul presiunii de admisie pa din cilindru până când pistonul ajunge în PMI (dreapta r”a).După determinarea coordonatelor punctelor r, r’’ și a, se efectuează o rotunjire orientativă după curba r-a’.
2.1. Alegerea (determinarea) parametrilor de calcul
a) Presiunea initiala p0.
Pentru M.A.S. p0=0,1 [Mpa]
b) Temperatura initiala T0.
Pentru M.A.S. T0=293 [K]
c) Coeficientul de exces de aer.
Pentru M.A.S. . Se adoptă .
d) Coeficientul de postumplere.
Pentru M.A.S. . Se adoptă
e) Secțiunea litrică a supapei de admisie.
Pentru M.A.S. ,
unde : aria medie de trecere a gazelor arse.
cilindreea unitară.
Se adoptă .
f) Gradul de încălzire a încărcăturii proaspete
Pentru M.A.S. ,
unde :
este temperatura mediului ambiant. Se adoptă .
g) Exponentul adiabatic.
Pentru M.A.S. .Se adoptă .
h) Coeficientul mediu de debit al orificiului supapei de admisie.
Pentru M.A.S. .Se adoptă .
i) Produsul unghi – secțiune.
Pentru M.A.S. .Se adoptă.
j) Coeficientul de rezistență la traseul de admisie.
Pentru M.A.S. .Se adoptă .
k) Viteza sunetului în fluidul proaspăt.
Pentru M.A.S. .Se adoptă
l) Presiunea gazelor în cursa de evacuare
Pentru M.A.S. .Se adoptă .
m) Temperatura gazelor în cursa de evacuare
Pentru M.A.S. .Se adoptă .
n) Diametrul relativ al orificiului liber
Pentru M.A.S. . Se adoptă
o) Intinderea unghiulara de deschidere a S.A.
Pentru M.A.S. . Se adopta o RAC
2.2.Alegerea fazelor de distribuție (ADA, IIA, ADE, IIE)
Perioadele și momentele de deschidere și închidere a orificiilor de curgere a gazelor din/în cilindru se numesc faze de distribuție.Fazele de distribuție se pot optimiza. Prin faze optime de distribuție se înțelege acele faze care conduc :
la eficiență maximă a schimbului de gaze, adică la un grad de umplere maxim,
la un coeficient minim al gazelor reziduale,
la cel mai mic lucru mecanic de pompaj,
la cea mai bună valoare a coeficientului de baleiaj,
la cea mai redusă valoare a concentrației de substanțe nocive din gazele de evacuare,
La MAS avansul la deschiderea supapei de admisie poate avea următoarele valori: , adoptându-se . Întârzierea la închiderea supapei de admisie poate avea următoarele valori, adoptându-se .
2.3. Determinarea mărimilor caracteristice ale admisiei
Presiunea și temperatura inițială
În condițiile motorului cu aspirație naturală, în cilindrul motorului pătrunde aer din atmosferă și, ca urmare, în calculul termic al ciclului de funcționare presiunea inițială se ia egală cu p o = 0,1 MPa iar temperatura T0 = 293 K.
Presiunea gazelor reziduale
În cilindrul motorului, înainte de începutul procesului de umplere, întotdeauna există o cantitate de gaze arse, reziduale, rămase de la ciclul anterior.
Presiunea acestor gaze reziduale la nivelul camerei de ardere de volum Vk este dependentă de:
numărul și dispunerea supapelor de evacuare;
fazele de distribuție;
rezistențele gazodinamice ale traseelor de admisie și evacuare;
mărimea raportului de comprimare,;
regimul de lucru al motorului (sarcina și turația);
gradul de supraalimentare;
particularitățile constructive ale sistemului de supraalimentare.
Se recomandă următoarele valori pentru regimul nominal de funcționare a motoarelor automobilelor:
motoare cu aspirație naturală sau supraalimentate mecanic,
=(1,05 … 1,25) p0 = 1,2*0,1 = 0,12 [MPa]
motoare turbo supraalimentate
= (0,75 … 0,98) pK
Temperatura gazelor reziduale
În funcție de tipul motorului, de raportul de comprimare, de turația motorului și de coeficientul excesului de aer se stabilește valoarea temperaturii gazelor reziduale Tr , în limitele:
pentru m.a.s …………………………..…. 900 – 1100 K
pentru m.a.c ……………………………… 600 – 900 K
pentru motoare alimentate cu gaze …… 750 – 1000 K
La stabilirea valorii Tr este necesar să avem în vedere că, în cazul rapoartelor mari de comprimare și al amestecurilor bogate (<1) temperatura gazelor reziduale scade, în timp ce la turații ridicate ale motorului Tr are valori mari.Se adopta Tr = 900 K
Presiunea la sfârșitul admisiei
Reprezintă parametrul determinat în cea ce privește cantitatea de încărcătură reținută în cilindrii motorului.
Se exprimă în forma:
– pentru motoare aspirate: pa = po – pa (fig.2.1)
– pentru motoare supraalimentate: pa = pk – pa
Pierderile de presiune p sunt datorate rezistențelor gazodinamice ale canalizației de admisie și atenuării vitezei încărcăturii la intrarea în cilindrul motorului.
Mărimea pa se poate determina cu o precizie mulțumitoare aplicând ecuația lui Bernoulli
[MPa] (2.1)
în care:
– este coeficientul de atenuare a vitezei de curgere a încărcăturii la intrare în cilindru;
a – coeficientul de rezistență gazodinamică a canalizației de admisie raportat la cea mai îngustă secțiune a sa;
Wa – viteza medie a încărcăturii în cea mai mică secțiune a sistemului de admisie (de regulă în poarta supapei de admisie);
Datele experimentale înregistrate pe motoarele actuale de automobile evidențiază următoarele plaje de valori:
2 + a = 2,5 … 4,0 , adopt β2 + ξa = 3
Wa = 50 … 130 m/s , adopt Wa = 90 m/s
Pentru diminuarea pierderilor gazodinamice la curgerea încărcăturii prin canalizația sistemului de admisie,se apelează la o serie de metode ca de exemplu: mărirea diametrului supapelor de admisie, creșterea numărului de supape pe cilindru, realizarea unor forme cât mai aerodinamice pentru talerul supapei și pentru scaunul acesteia, diminuarea rugozității suprafețelor scăldate de încărcătura proaspătă de-a lungul canalizației de admisie, optimizarea fazelor de distribuție, etc.
Densitatea încărcăturii (kg/m3) la admisie se determină cu relațiile:
în cazul motoarelor aspirate:
= , [kg /m3] (2.2)
în care Ra = 287 J /kg۰K – este constanta specifică a aerului;
= 3=0,014 [MPa] (2.3)
La motoarele actuale pentru pa au fost înregistrate experimental valori în plajele:
– la m.a.s. aspirat: (0,05 – 0,20) po (0,005 – 0,02)
– la m.a.c aspirat: (0,03 – 0,10) po;
– motoare supraalimentate: (0,03 – 0,10) pk;
Coeficientul gazelor reziduale
Mărimea coeficientului gazelor rezidualecaracterizează calitatea curățării cilindrului de produșii arderii.Odată cu creșterea lui se diminuează cantitatea de încărcătură proaspătă care pătrunde în cilindru în timpul procesului de admisie. Pentru motoarele cu piston, în 4 timpi, coeficientul gazelor reziduale se determină, dacă nu se ia în considerație coeficientul de baleiaj și coeficientul de postumplere , adică , astfel:
= (2.4)
fiind raportul de comprimare
ηv fiind coeficientul de umplere, ηv=0,70,9, adopt : ηv = 0,7.
Deci: = (2.5)
La motoarele în patru timpi, mărimea lui depinde de raportul de comprimare, de parametrii fluidului motor la sfârșitul admisiei, de turația motorului, etc.
Odată cu creșterea raportului de comprimareși a temperaturii gazelor reziduale Tr, coeficientul gazelor reziduale se micșorează. În schimb în cazul măririi presiunii gazelor reziduale pr, și a turației, crește.
Coeficientul gazelor reziduale variază în limitele:
-m.a.s aspirat : 0,04 … 0,10;
-m.a.c aspirat : 0,02 … 0,05;
-m.a.s supraalimentat: 0,02 … 0,04;
-m.a.c supraalimentat: 0,01 … 0,03.
Presiunea în galeria de admisie.
(2.6)
Presiunea de admisie.
(2.7)
Temperatura gazelor la sfârșitul admisiei
(2.8)
La motoarele actuale în patru timpi, temperatura încărcăturii la sfârșitul admisiei variază în limitele:
pentru m.a.s aspirat 310 – 400 K
pentru m.a.c aspirat 310 – 400 K
pentru motoare supraalimentate 320 – 400 K
Cantitatea teoretică de fluid proaspăt.
,
unde: R=8314 J/Kmol*K (2.9)
Consumul teoretic de fluid proaspăt.
(2.10)
Cantitatea reală de fluid proaspăt
(2.11)
Consumul real de fluid proaspăt
(2.12)
Masa teoretică de fluid proaspăt.
(2.13)
Masa reală de fluid proaspăt
(2.14)
Viteza medie a gazelor prin galeria de admisie:
(2.15)
Viteza medie de curgere a gazelor pe sub supapa de admisie :
(2.16)
Consumul orar de aer:
,fλ = Ca= (2.17)
Consumul orar de combustibil
(2.18)
Consumul de combustibil la 100 km:
(2.19)
motorul funcționând la și automobilul avind viteza .
Capitolul III. CALCULUL PROCESULUI DE COMPRIMARE
Generalitați
Procesul de comprimare îndeplinește trei funcții:
Sporește randamentul termic al motoarelor
Permite aprinderea combustibilului (fundamental pentru M.A.C.)
Generează mișcări organizate ale fluidului motor în camera de ardere.
Calculul procesului de comprimare are drept scop determinarea stării momentane a fluidului motor din cilindru (presiunea P1, temperatura T1, volumul V) și cu deosebire a stării amestecului inițial în momentul declanșării scânteii sau injecției –punctul c în momentul declanșării arderii – punctul d – sau la sfârșitul cursei de comprimare – punctul cI.Aceleași temperaturi pot fi calculate în punctul aII – adică în momentul închiderii supapei de admisie SA.
Pentru calculul volumului ocupat de gaze în toate punctele caracteristice,menționate anterior, este necesară însă cunoașterea poziției pistonului, corespunzătoare acestor puncte. Ea se determină cu relația:
unde:
r – este raza nominală dată în mm
– este raportul dintre raza manivelei și lungimea manivelei
– este unghiul de rotație al manivelei.
Variația presiunii în procesul comprimării
3.1. Alegerea parametrilor de calcul și tipul camerei de ardere
3.1.1.Alegerea parametrilor de calcul
a) Exponentul politropic al comprimării.
La MAS .Se adoptă .
b) Avansul la declanșarea scânteii electrice.
La MAS .Se adoptă.
c) Unghiul corespunzător punctului d.
La MAS .Se adoptă .
d) Presiunea la sfârșitul admisiei.
S-a calculat la capitolul 2, .
e) Temperatura la sfârșitul admisiei.
S-a calculat la capitolul 2, .
f) Întârzierea la închiderea supapei de admisie.
S-a calculat la capitolul 2,.
3.2. Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de comprimare
3.2.1.Determinarea mărimilor de stare în punctul a’’
a) Volumul gazelor în punctul
(3.1)
unde:
b) Presiunea gazelor în punctul
(3.2)
c) Temperatura gazelor în punctul
(3.3)
3.2.2.Determinarea mărimilor de stare în punctul c
a) Volumul gazelor în punctul c
(3.4)
b) Presiunea gazelor în punctul c
(3.5)
c) Temperatura gazelor în punctul c
(3.6)
3.2.3. Determinarea mărimilor de stare în punctul d
a) Volumul gazelor în punctul d
(3.7)
b) Presiunea gazelor în punctul d
(3.8)
c) Temperatura gazelor în punctul d
(3.9)
3.3.4.Determinarea mărimilor de stare în punctul c|
a) Volumul gazelor în punctul c|
(3.10)
b) Presiunea gazelor în punctul c|
(3.11)
c) Temperatura gazelor în punctul c|
(3.12)
3.3.Calculul politropiei de comprimare prin puncte
3.4.Calculul duratei procesului de comprimare
Procesul de comprimare durează:
Capitolul IV. CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE
Generalități
Calculul procesului de ardere urmărește să precizeze legea de variație a presiunii p() în perioada degajării căldurii de reacție, în vederea:
determinării presiunii maxime din cilindru care definește solicitarea mecanică a organelor
precizării temperaturii fluidului motor care definește încovoierea termică a organelor în contact cu gazele fierbinți .
Modelul de ardere propus aici, care se poate aplica atât la MAS cât și la MAC consideră că arderea se declanșează cu un avans față de PMI, în punctul d și se dezvoltă în faza arderii rapide după evoluțiile politrope d – c ( c – punctul de pe ciclu situat în PMI ) și c – y ( y – punctul în care P = Pmax); în faza arderii moderate sau finale arderea continuă după izobară y – z și după izoterma z – t. Se admite în plus variația căldurilor specifice cu temperatura după relațiile:
căldura specifică medie la V = ct. pentru amestecul inițial Cvai
căldura specifică medie la V = ct. pentru gaze arse Cvga
Se admite, deasemenea variația compoziției chimice a fluidului motor și pierderea de căldură prin pereți.
Schematizarea procesului de ardere la m.a.s.
4.1.Adoptarea combustibilului utilizat și a parametrilor de calcul
4.1.1.Adoptarea combustibilului
În cazul motoarelor cu aprindere prin scânteie se utilizează cu precădere combustibili lichizi și limitat combustibili gazoși. Dintre combustibilii lichizi cea mai largă utilizare o are benzina.
În conformitate cu tema de proiectare se adoptă benzina fără plumb cu cifra octanică, CO/R=92…98.
4.1.2.Parametrii de calcul
a) Consumul orar de combustibil
A rezultat din calculul procesului de admisie,
b) Coeficientul de exces de aer
Se adoptă
c) Coeficientul gazelor reziduale
A rezultat din calculul procesului de admisie,
d) Unghiul în punctul d
A rezultat din calculul procesului de comprimare,
e) Temperatura gazelor în punctul d
A rezultat din calculul procesului de comprimare
f) Presiunea gazelor în punctul d
A rezultat din calculul procesului de comprimare
g) Coeficientul căldurii utile
La MAS . Se adoptă
h) Viteza medie de creștere a presiunii
La MAS
Se adopta
4.2. Calculul oxigenului și aerului minim necesar arderii complete
4.2.1.Calculul oxigenului minim necesar arderii complete
(4.1)
(4.2)
4.2.2.Calculul cantității de aer minim necesar arderii complete
(4.3) (4.4)
Ma – masa de aer, Ma = 28,97 kmol
4.3. Calculul mărimilor și indicilor caracteristici ai procesului de ardere
a) Numărul de kmol de substanță pentru 1 kg combustibil.
(4.5)
Mc – masa combustibilului, Mc = 114 Kmol
b) Cantitatea reală de aer necesară arderii unui kg de combustibil.
(4.6) (4.7)
c) Numărul de kmol de substanță inițiali care participă la reacția chimică.
(4.8)
d) Numărul de kmol de amestec inițial.
(4.9)
e) Calculul coeficientului chimic de variație molară.
(4.10)
f) Variația molară.
(4.11)
g) Numărul de kmoli de gaze arse.
(4.12)
h) Coeficientul total de variație molară
(4.13)
i) Puterea calorică uniformă a combustibilului
(4.14)
j) Căldura degajată ca urmare a arderii incomplete
(4.15)
k) Puterea calorică a amestecului de aer – combustibil.
(4.16)
l ) Căldura disipată care se transformă în lucru mecanic și energie internă.
(4.17)
m) Întârzierea arderii
(4.18)
n) Durata întârzierii la aprindere
(4.19)
m) Numarul total de kmoli de gaze de ardere la 1 kg de combustibil
(4.20)
4.4.Calculul compoziției și parametrilor caracteristici ai proceselor de ardere
4.4.1.Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul
a) Unghiul corespunzător punctului
b) Presiunea gazelor în punctul
(4.20)
c) Volumul gazelor în punctul
(4.21)
d) Raportul de volum în timpul arderii
(4.22)
e) Exponentul politropic
(4.23)
f) Temperatura în punctul
(4.24)
4.4.2.Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul y
a )Unghiul corespunzător punctului y
(4.25)
b) Presiunea gazelor în punctul y
(4.26)
c) Volumul gazelor în punctul y
(4.27)
d) Raportul volumului în timpul arderii
(4.28)
e) Exponentul politropic
(4.29)
f) Temperatura în punctul y
(4.30) 4.4.3. Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul z
a) Unghiul corespunzător punctului z
(4.31)
b) Presiunea gazelor în punctul z
(4.32)
c) Volumul gazelor în punctul z
(4.33)
d) Raportul de volume în timpul arderii
(4.33)
e) Temperatura în punctul z
(4.34)
4.4.4. Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul t
a) Unghiul corespunzător punctului t
(4.35)
b) Presiunea corespunzătoare punctului t
(4.36)
c) Volumul gazelor în punctul t
(4.37)
d) Raportul de volum în timpul arderii
(4.36)
4.5. Calculul compoziției și parametrilor caracteristici ai produselor de ardere
4.5.1. Caracteristici ai produselor de ardere
În cazul > 1 arderea e completă. În compoziția gazelor de ardere, în afara substanțelor rezultate în urma oxidării, elementele combustibili se vor mai găsi O2 rămas neutralizat și N2 din aer care nu participă la ardere.Au fost calculate tabelar :
– greutatea molară a gazelor arse
– constanta gazelor arse
– caracteristica căldurilor specific
Capitolul V .CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE
Generalități
Procesul de destindere reprezintă partea din ciclul motor în care se produce fracțiunea principală din lucrul mecanic disponibil.
Intervalul de timp în care se desfășoară destinderea este cuprinsă între momentul încetării arderii ( punctul t din ciclu ) și deschiderii supapei de evacuare ( punctul b ); în ciclul teoretic destinderea se prelungește până la PMI.Calculul procesului de destindere presupune determinarea mărimilor de stare în punctele b și b`.
Fig. 3.7. Schematizarea procesului de destindere
5.1.Alegerea parametrilor de calcul
a)Exponentul politropic al destinderii
.Se adoptă
b)Avansul la deschiderea supapei de evacuare
. Se adoptă .
c)Unghiul corespunzător punctului t
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume
d)Presiunea gazelor în punctul t
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume
e)Volumul gazelor în punctul t
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume
f)Temperatura gazelor în punctul t
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume
g)Exponentul politropic al comprimării
S-a adoptat la calculul procesului de comprimare și anume
h)Presiunea medie în cursa de evacuare
S-a adoptat la calculul procesului de admisie și anume
i)Presiunea la sfârșitul admisiei
A rezultat din calculul procesului de admisie și anume
j)Temperatura la sfârșitul admisiei
A rezultat din calculul procesului de admisie și anume
k)Presiunea gazelor în punctul y
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume
l)Temperatura gazelor în punctul y
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume
m)Unghiul corespunzător punctului y
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume
n) Temperatura gazelor în punctul z
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume
o) Unghiul corespunzător punctului z
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume
p) Presiunea gazelor în punctul
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume
r) Temperatura gazelor în punctul
A rezultat din calculul procesului de ardere și anume
5.2. Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de destindere
5.2.1.Calculul mărimilor de stare în momentul deschiderii supapei de evacuare
a) Unghiul corespunzător deschideri supapei de evacuare
(5.1)
b) Volumul gazelor în momentul deschiderii supapei de evacuare
(5.2)
c) Presiunea gazelor în momentul deschiderii supapei de evacuare
(5.3)
5.2.2.Calculul mărimilor de stare în punctul
a) Unghiul corespunzător punctului
(5.4)
b)Volumul corespunzător punctului
(5.5)
c)Presiunea corespunzătoare punctului
(5.6)
d)Temperatura corespunzătoare punctului
(5.7)
5.2.3.Calculul mărimilor de stare în punctul
a) Unghiul corespunzător punctului
(5.8)
b) Presiunea corespunzătoare punctului
(5.9)
c) Volumul gazelor corespunzător punctului
(5.10)
d) Temperatura gazelor corespunzătoare punctului
(5.11)
5.3. Calculul politropiei de destindere prin puncte
5.4. Calculul duratei procesului de destindere
ntinderea procesului de destindere se face cu relațiile:
(5.12)
(5.13)
Capitolul VI .Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului
6.1.Trasarea diagramei indicate
Pe baza calcului proceselor care alcătuiesc ciclu motor se construiește diagrama indicată. Ea servește pentru determinarea indicilor de perfecțiune ai ciclului ( presiunea medie indicată, randamentul și consumul indicat de combustibil al motorului ) precum și calculul solicitărilor mecanice și termice din organele mecanismului motor.
6.2. Calculul indicilor indicați și efectivi
6.2.1. Calculul indicilor indicați
Lucrul mecanic indicat cumulat :
(6.1)
Pentru a compara gradul de perfecțiune a proceselor reprezentate în diagrama p(v) trebuie să se definească o mărime raportată numită lucru mecanic specific (presiunea medie indicată a motorului).
(6.2)
Randamentul indicat
(6.3)
Consumul specific indicat de combustibil
(6.4)
Puterea indicată a motorului
(6.5)
Momentul indicat al motorului
(6.6)
6.2.2. Calculul indicilor efectivi
Se adoptă – randamentul mecanic al motorului.
Presiunea medie efectivă
(6.7)
Randamentul efectiv
(6.8)
Puterea efectivă
(6.9)
Momentul motor efectiv
(6.10)
6.3. Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului și compararea lor cu soluțiile similare
a) Puterea litrică
(6.11)
b) Puterea pe cilindru
(6.12)
c) Puterea raportată la aria pistonului
(6.13)
d) Momentul litric
(6.14)
6.3.1.Prezentarea câtorva soluții similare cu motorul proiectat.
Capitolul VII .Bilanțul termic al motorului
7.1 Calculul căldurilor ce intervin în bilanțul termic
(7.1)
unde:
Qdis – căldura disponibilă
Qe – căldura transformată în lucru mecanic efectiv
Qrp – căldura consumată pentru învingerea rezistenței proprii
Qge – căldura preluată de gazele de evacuare
Qrac – căldura transmisă pereților
ΔQin – căldura pierdută ca urmare a arderii incomplete
Diagrama fluxului termic
Distribuția căldurii
1) Calculul căldurii transformată în lucru mecanic efectiv
Qdis (7.2)
2) Calculul căldurii consumate pentru învingerea rezistenței proprii
Qdis (7.3)
3) Calculul căldurii preluate de gazele de evacuare
Qdis (7.4)
unde:
– numărul total de kmoli de gaze de ardere la 1 kg de combustibil
– numărul de kmoli de substanțe inițiale ce participă la reacția chimică
ige – entalpia gazelor de evacuare
(7.5)
unde:
cpge- căldura specifică molară calculată pentru amestecul de gaze de ardere la temperatura Tge
Tge-temperatura gazelor de evacuare
(7.6) unde:
(7.7) unde:
CVx – călduri specifice
(7.8) (7.9)
(7.10) (7.11) (7.12) (7.13)
În capitolul V au fost calculati compușii gazelor de ardere astfel :
CO2 = 0,0754 kmol/kg
H2O = 0,0710 kmol/kg
O2 = 0,056 kmol/kg
N2 = 0,4127 kmol/kg
ifp – entalpia fluidului proaspăt
(7.14) (7.15)
(7.16) unde:
Pa- participația aerului
Pc- participația combustibilului
Cv aer – căldurile specifice la volum constant ale aerului
Cv comb- căldurile specifice la volum constant ale combustibilului
(7.17) (7.18)
(7.19) (7.20)
νC=8,772 – calculat la cap 4.3
4) Calculul căldurii pierdute ca urmare a arderii incomplete
Qdis (7.21) Deoarece >1.
5) Calculul căldurii transmisă pereților
(7.22)
Căldurile Qe, Qge , Qrac exprimate în procente :
7.2. Trasarea diagramei de flux termic
Se va efectua conform datelor obținute la capitolul 7.1
Capitolul VIII .Caracteristica exterioară a motorului
Generalități
Prin caracteristica exterioară a motorului se înțelege dependența puterii efective, momentului motor efectiv, consumului orar și specific efectiv, în funcție de turația arborelui cotit, în condiții de sarcină totală, deci pentru doză maximă de combustibil pe ciclu și cilindru.
Turațiile semnificative într-o astfel de caracteristică sunt:
Turația minimă de mers în sarcină :
Turația de moment maxim :
Turația economică pentru care consumul specific efectiv este minim
Turația de putere maximă:
Turația maximă de mers în sarcină:
Raportul a două turații caracteristice menționate anterior determină relația:
unde:
Ce – coeficient de elasticitate și are valori cuprinse între .
Între nmax și nP există relația:
8.1.Alegerea (determinarea) parametrilor de calcul
Pentru calculul caracteristicii exterioare sunt necesare următoarele date de intrare:
Alezajul:
Cursa pistonului:
Raportul de comprimare:
Lungimea bielei :
Turația de moment maxim:
Turația de putere maximă:
Puterea efectivă a motorului:
Consumul specific efectiv de combustibil:
Coeficientul de elasticitate al motorului:
Coeficientul de adaptabilitate al motorului:
Conform relației statistice:
Se adoptă:
8.2. Calculul prin puncte a curbelor caracteristice
Pentru calcul se adoptă turația minimă.
Pe cale analitică, curba de variație a puterii motorului în funcție de turație, se poate obține cu relația:
(8.1)
unde:
(8.2)
(8.3)
,78 (8.4)
Curba de variație a momentului motor efectiv se obține pe baza relației:
(8.5)
iar cea a consumului specific efectiv, de combustibil cu relația:
(8.6)
unde:
,Ci – calculat la cap 6 (8.7)
În fine, curba de variație a consumului orar de combustibil, se poate determina cu relația:
(8.8)
Capitolul IX. Cinematica mecanismului motor
9.1. Cinematica pistonului.
Cinematica mecanismului motor se studiază în următoarele ipoteze simplificatorii:
motorul funcționează în regim stabilizat, deci turația motorului este invariabilă în timp;
viteza unghiulară a arborelui cotit este constantă.;
Când arborele cotit are o mișcare de rotație unghiulară, viteza unghiulară rezultă din relația:
(10.1)
În ipoteza rezultă că unghiul de rotație al arborelui cotit , este proporțional cu timpul, conform relației:
(10.2)
Pe baza acestei dependențe, toate mărimile cinematice vor fi exprimate în funcție de unghiul de rotație al arborelui cotit. se consideră poziția inițială pentru unghiul (atunci când ), cea corespunzătoare poziției pistonului în PMS.
Deplasarea pistonului este identică cu deplasarea piciorului bielei sau cu a punctului P ( fig.10.1).Folosind notațiile din figură, expresia deplasării momentane a pistonului în raport cu PMS este:
(10.3)
unde:
– raza manivelei
și
– raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei. Deplasarea pistonului poate fi considerată suma a două funcții armonice:
, (10.4)
– armonica de ordinul I;
– armonica de ordinul II;
Graficul variației acestei deplasări se obține prin puncte însumând cele două armonici.
Viteza pistonului se obține derivând relația (10.3) în raport cu timpul:
(10.5)
Rezultă:
(10.6)
Viteza pistonului se mai poate scrie:
(10.7)
Aceasta se anulează pentru cazul în care:
relație valabilă numai în cazul în care sin ( adică ) datorită faptului că și deci . Ca urmare se constată că viteza pistonului este nulă doar în punctele moarte.
Viteza pistonului poate fi scrisă ca sumă a două armonici:
(10.10)
unde:
– armonica de ordinul I;
– armonica de ordinul II;
Graficul de variație al vitezei se obține prin puncte.
Accelerația pistonului se obține derivând de două ori expresia spațiului:
(10.11)
adică:
(10.12)
Accelerația pistonului se anulează în punctele în care :
, adică în punctele în care Wp este maximă .
Accelerația maximă se obține în acele puncte în care este valabilă egalitatea :
(10.13)
adică punctele pentru care :
Expresia acceleratiei pistonului poate fi si ea considerata si ea ca o suma de doua functii armonice:
p=
Armonicele accelerației sunt:
– armonica de ordinul I;
– armonica de ordinul II;
Graficul de variație al accelerației se obține prin puncte.
9.2.Cinematica bielei
Biela are o mișcare plan-paralelă complexă. Se poate considera că fiecare punct al bielei are o mișcare de translație identică cu cea a punctului P și o mișcare de rotație în jurul punctului P cu viteza unghiulară:
.
Mișcarea bielei se studiază în funcție de unghiul care poziționează biela în mișcare.
Spațiul unghiular al bielei se determină cu relația:
(10.16)
în care este unghiul făcut de axa bielei cu axa cilindrului.
Valoarea maximă a oblicității bielei se obține pentru valoarea maximă a funcției sin adică pentru =90° și =270° RAC, adică:
(10.17)
Viteza unghiulară a bielei se obține prin derivarea spațiului unghiular în raport cu timpul:
(10.18)
Viteza unghiulară a bielei este nulă pentru =(2k+1)·90°, deci când oblicitatea bielei este maximă.
Această viteză unghiulară atinge valori extreme în punctele pentru care se îndeplinește condiția:
(10.19)
sau
(10.20)
adică atunci când (cu k=0,1,2,3,4.) când valoarea vitezei unghiulare este:
; (10.21)
Accelerația unghiulară se poate determina prin derivarea în raport cu timpul a expresiei (9.18):
(10.22)
Această accelerație atinge valoarea zero pentru unghiuri de rotație ale arborelui cotit =k·180° (unde k= 0,1,2,…) adică în punctele moarte și este maximă pentru =(2k+1)·90° ( unde k= 0,1,2…) adică în punctele de oblicitate maximă a bielei când:
(10.23)
Capitolul X. Dinamica mecanismului motor
10.1 Generalități. Clasificări ale forțelor din mecanismul motor
În timpul funcționării motorului, în elementele mecanismului motor iau naștere o serie de eforturi determinate de forțele ce apar în mecanismul motor, eforturi a căror cunoaștere este necesară pentru efectuarea calculelor de rezistență, pentru calculul variației momentului motor și dimensionarea volantului, pentru studiul vibrațiilor.
În mecanismul motor apar patru tipuri de forțe, împărțite în funcție de fenomenul fizic care le produce:
Forțele de presiune (FP)- datorate presiunii gazelor ce evoluează în cilindrii motorului;
Forțele de inerție (Fj, Fr)- datorate maselor pieselor în mișcare accelerată de rotație sau de translație;
Forțele de frecare (Ff)- între piesele aflate în mișcare relativă una față de cealaltă datorate forțelor ce se transmit între aceste piese;
Forțele de greutate (Fg)- datorate maselor pieselor.
Dintre aceste forțe, cele de frecare și de greutate au valori mici în raport cu celelalte două categorii. De aceea pentru calcule prezintă importanță doar forțele de presiune și cele de inerție.
10.2. Forța de presiune a gazelor
Presiunea exercitată pe suprafața capului pistonului de către gazele care evoluează în cilindru determină o forță de presiune, a cărei determinare se face cu relația:
(10.1)
Figura 10.1. Forța de presiune a gazelor
unde:
– alezajul cilindrului;
–presiunea gazelor din cilindru;
– presiunea gazelor din carter care lucrează la partea inferioară a capului pistonului ().Forța de presiune are o alură de variație în timp proporțională cu cea a presiunii fluidului .
În ceea ce privește direcția acestei forțe ea este întotdeauna paralelă cu direcția axei cilindrului iar sensul este prezentat în figura 10.1: când FP >0 ea este orientată spre axa de rotație a arborelui cotit, iar când FP <0 este orientată spre chiulasă.
Se reprezintă grafic variația forței de presiune a gazelor in funcție de unghiul de rotație al manivelei , cu un pas unghiular de .
10.3 Forțele de inerție
Forțele de inerție sunt produse de masele cu mișcare accelerată ale mecanismului bielă – manivelă și anume: grupul piston, grupul bielei și arborele cotit.
Pentru simplificarea calcului dinamic se trece la un sistem de mase echivalent care să înlocuiască sistemul real al maselor în mișcare.
Se consideră astfel că piesele mecanismului motor execută doar următoarele două tipuri de mișcări:
mișcare de translație a grupului piston și a unei părți (m1) din masa bielei;
mișcare de rotație a arborelui cotit și a celeilalte părți (m2) din masa bielei.
Forțele de inerție care acționează în mecanismul motor sunt de două feluri:
forțele de inerție ale maselor mj aflate în mișcare de translație (Fj);
forțele de inerție ale maselor mr aflate în mișcare de rotație (Fr).
10.3.1 Forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație
Masa care execută mișcare de translație accelerată este:
(10.2)
unde mgp este masa grupului piston compus din piston, bolț și segmenți, masă care se consideră concentrată în axa bolțului.
(10.3)
Figura 10.2. Descompunerea masei bielei
unde:
mp – masa pistonului;
mb – masa bolțului;
mseg – masa segmenților;
Masa pistonului determina cu relația:
unde a si b sunt doua constante determinate pe baza unui program de calcul numeric: a = 0,0101; b = 1,01200, iar x este dat de expresia:, unde:
– înălțimea pistonului;
Se adoptă: ;
Rezulta masa pistonului:
(10.4)
Masa bolțului se poate calcula cu relația:
, (10.5)
unde:
; (10.6)
unde:
Se adoptă: – diametrul exterior al bolțului;
Se adoptă: – diametrul interior al bolțului;
Se adoptă: – lungimea bolțului fix;
Se adoptă: – densitatea oțelului;
Rezultă:
(10.7)
Masa segmenților , se determină prin cântărire sau se adoptă pe baza datelor statistice după cum urmează:
pentru –
pentru –
Se adoptă:
Rezultă masa grupului piston:
(10.8)
Masa bielei se poate determina cunoscând că masa raportată a bielei are valori în intervalul:
(10.9)
Se adoptă: ;
Rezultă:
(10.10)
Această masă se descompune două mase: masa m1 concentrată în axa bolțului și care efectuează o mișcare de translație și masa m2 concentrată în axa fusului maneton, care execută o mișcare de rotație.
Între cele două mase (m1 și m2 ) și masa bielei există următoarele relații:
(10.11)
și
(10.12)
Se adoptă:
Masa în mișcare de translație se determina cu relația:
(10.13)
Se poate determina forța de inerție a maselor aflate în mișcare de translație:
(10.14)
10.3.2 Forța de inerție a maselor în mișcare de rotație
Masa totală aflată în mișcare de rotație, pentru un singur fus maneton care dă naștere forței de inerție, este formată din masa neechilibrată a cotului (mk) arborelui cotit și masa (m2) corespunzătoare bielei articulate pe fusul maneton :
(10.15)
unde:
(10.16)
adică masa neechilibrată a unui cot este compusă din masa fusului maneton (mfm) al cărui centru de greutate se află la distanța r=S/2 de axa de rotație a arborelui cotit și din
masele brațelor (mbr) ale căror centre de greutate se află la o distanță față de
aceeași axă.
Aceste mase dau forțe de inerție cu punctul de aplicație în poziții diferite față de axa de rotație a arborelui cotit:
(10.17)
unde:
(10.18)
(10.19)
(10.20)
10.4. Forțele rezultante din mecanismul motor
Considerând acțiunea simultană a forței de presiune a gazelor și a forțelor de inerție se obține schema forțelor unde se admite convenția de semn precizată în figura alăturată.
Forța rezultantă F care acționează asupra pistonului este:
(10.21)
Forța F se descompune în componentele N, care aplică pistonul pe cilindru și B care acționează asupra bielei:
(10.22)
(10.23)
Deplasând forța B, ca vector alunecător în centrul fusului maneton (punctul M) și descompunând-o după două direcții, una normală la maneton – forța Z – și cealaltă tangentă la maneton – forța T- , se obțin forțele care acționează asupra fusului maneton și fusului palier:
(10.24)
(10.25)
Pentru a pune în evidență momentul motor se procedează în felul următor: în centul de rotație al arborelui cotit se plasează două forțe T’ și T” egale și de sens contrar și paralele și egale în modul cu forța T; în același centru, se deplasează forța Z pe linia ei de acțiune (notată Z’).
Forțele T” și Z’ dau rezultanta B’ care se descompune în componentele F’ și N’ egale cu F și respectiv cu N.
Forțele T și T’ produc un cuplu al cărui moment M reprezintă momentul motor al cilindrului care poate fi calculat cu expresia:
(10.26)
Forțele N și N’ alcătuiesc un cuplu al cărui moment Mr se numește moment de răsturnare egal și de sens contrar cu momentul motor:
(10.27)
Momentul motor M se transmite roților motoare, iar momentul reactiv se transmite reazemelor motorului.
Capitolul XI. Momentul motor si puterea indicata
11.1. Alegerea configurației arborelui cotit
La motoarele cu i cilindrii în linie, arborele cotit are i coturi. Problema fundamentală este cum să se dispună cele i coturi în jurul și în lungul axei arborelui cotit. Pentru a stabili această poziție se va folosi steaua manivelelor. Fiecare cot definește un plan (p1, p2) numit planul cotului. Întrucât toate coturile lucrează asupra aceluiași arbore, planele coturilor formează un fascicul ce se intersectează pe axa de rotație a arborelui cotit. Steaua manivelelor reprezintă proiecțiile planelor coturilor pe un plan normal axa arborelui cotit.
Pentru a realiza o funcționare uniformă a motorului, aprinderile la cilindrii trebuie să fie uniform distribuite în interiorul unui ciclu, asta presupunând decalajul dintre două aprinderi succesive să fie:
(11.1)
În cazul motoarelor în patru timpi, decalajul unghiular dintre manivelele cilindrilor în care se produc succesiv aprinderile este de 720/i, iar arborele cotit execută două rotații; se realizează aprinderi uniform decalate dacă în jumătate din numărul cilindrilor (i/2) aprinderile au loc în prima rotație, iar ceilalți i/2 cilindrii în cea de-a doua rotație.
Pentru motorul 4L se alege configurația arborelui cotit conform figurii următoare.
11.2.Determinarea tuturor ordinilor de aprindere posibile și alegerea uneia din aceste
Ordinile de aprindere se triază pe baza a două criterii fundamentale:
Numărul “ q “ de aprinderi consecutive în aceiași linie să fie cât mai mic (condiția distribuției uniforme a încărcării termice a liniei de cilindri –aprinderea să se facă alternativ).
Numărul “σ “ de aprinderi consecutive pe același maneton să fie cât mai mic (condiția încărcării uniforme a lagărelor ).
11.3 Stabilirea ordinii de lucru a cilindrilor.
Având stabilită configurația arborelui cotit și ordinea de aprindere, ordinea de lucru a cilindrilor se determină astfel:
În cazul motorului cu patru cilindri cu manivelele în opoziție aprinderile nefiind uniform repartizate pe ciclu, respectiv decalajele între aprinderile succesive fiind de : 90,180,270,180°, unghiul de la începutul ciclului raportat la cilindrul 1 se determină cu relația:
(11.2)
unde:este suma decalajelor unghiulare între aprinderea din cilindrul 1 și cea din cilindrul x considerat.
Astfel pentru motorul proiectat, avem:
(11.3)
(11.4)
11.4. Calculul momentului motor sumar și a puterii indicate
Momentul motor instantaneu al unui motor monocilindric este momentul produs de forța tangențială la maneton T și este dat de relația;
M=T·r (11.5)
unde r=S/2 – raza manivelei arborelui cotit.
Acest moment este o mărime periodică cu perioada M egală cu perioada ciclului motor c ( la motorul monocilindric)
M= c=720°RAC (11.6)
Se numește moment motor mediu al unui monicilindru acel moment constant care dezvoltă în perioada M a momentului un lucru mecanic egal cu cel dezvoltat de momentul motor instantaneu.
În cazul motorului policilindric, într-un anumit interval unghiular se produc toate porțiunile corespunzătoare momentului motor al monocilindrului.
Momentul motor instantaneu rezultant M poate fi obținut prin însumarea în intervalul a tuturor valorilor momentului motor al momocilindrului, decalate în raport cu ordinea de aprindere.
Momentul motor mediu al motorului policilindric, se calculează cu relația:
=80 (11.7)
cu n=48 – numărul valorilor momentului motor instantaneu pe perioada M=c=720°RAC.
În intervalul unui ciclu motor, momentul motor instantaneu are variații importante care duc la mișcarea neuniformă a arborelui cotit, deci la variații ale vitezei unghiulare.
Această variație se apreciază prin gradul de neuniformitate a momentului motor M, definit de relația:
(11.8)
Cunoscând valoarea momentului motor mediu () se poate determina puterea indicată cu relația:
(11.9)
cu nP=5800 rot/ min- turația de putere maximă.
Între puterea indicată calculată în acest fel și puterea determinată la calculul termic se admite o abatere maximă de 5%:
0.19% (11.10)
cu Pi= – puterea indicată calculată cu ajutorul momentului motor sumar;
PiT= – puterea indicată calculată în cadrul calculului termic.
Mai jos este prezentata diagrama momentului sumar:
Capitolul XII. Uniformizarea mișcării arborelui cotit
12.1. Cauzele mișcării neuniforme și posibilități de uniformizare.
Studiul cinematic și dinamic al motorului s-a efectuat în ipoteza că viteza unghiulară a arborelui cotit este constantă. În realitate viteza unghiulară a acestuia este variabilă, existând cel puțin două cauze:
Numai una din cursele în care se efectuează ciclul motor este cursă activă, respectiv destinderea, iar mecanismul motor acumulează energie cinetică în această cursă;
Cinematica mecanismului bielă – manivelă, care determină schimbarea continuă a poziției elementelor componente și care, în mod deosebit, denotă că pistonul nu are o mișcare liniar alternativă, cu viteză variabilă;
Momentul produs de motor, pe durata unui ciclu este o mărime variabilă în timp ce momentul rezistent care se opune deplasării automobilului este constant în regim stabilizat.
Aceste cauze fac ca arborele cotit să aibă în realitate o mișcare de rotație neuniformă, cu viteză unghiulară variabilă. În regim stabilizat – la turație și sarcină constantă – momentul rezistent este o mărime constantă și este determinat de suma momentelor de rezistenței la rulare, de învingere a rezistenței aerului și de învingere a rezistenței rampei. Pe de altă parte momentul motor instantaneu MΣ, pe durata unui ciclu, este o mărime variabilă, oscilând în jurul MR. Din această cauză se ia în considerare numai valoarea medie a acestui moment, notată cu MΣmed, iar condiția de uniformizare a mișcării arborelui cotit cere ca întotdeauna momentul motor instantaneu să fie egal cu momentul rezistent:
MΣmed = MR =Mrulare+Maer+Mrampă.
Ecuația de echilibru a arborelui cotit în mișcarea de rotație este:
,
unde:
ε este accelerația unghiulară a arborelui cotit;
Jmbm este momentul de inerție mecanic al mecanismului biela-manivelă redus la axa de rotație a arborelui cotit.
Semnul diferenței determină sensul de variație a vitezei unghiulare a arborelui cotit (figura 12.1)
Dacă , ceea ce înseamnă că viteza unghiulară a arborelui cotit crește și automobilul se află într-un regim de accelerare;
Dacă , ceea ce înseamnă că viteza unghiulară a arborelui cotit scade și automobilul se află într-un regim de decelerare;
Dacă iar ω=ωmin sau ω=ωmax;
Pentru reducerea accelerației unghiulare a arborelui cotit se mărește momentul de inerție mecanic. În aceste scop, se prevede la capătul arborelui cotit dinspre flanșa de cuplare un volant, dimensionat astfel încât acesta să transmită prin frecare momentul maxim al motorului, iar variațiile vitezei unghiulare a arborelui cotit să nu depășească o anumita limită.
12.2. Calculul momentelor de inerție ale pieselor mecanismului motor
12.2.1. Momentul de inerție al arborelui cotit
Arborele cotit al motorului 4L este format din 5 fusuri paliere, 4 fusuri manetoane, 8 brațe și 8 contragreutăți. Momentul de inerție al arborelui cotit, redus la axa de rotație, este:
(12.1)
unde:
– momentul de inerție al unui fus palier;
; (12.2)
– diametrul fusului palier;
– lungimea fusului palier;
– momentul de inerție al unui fus maneton;
(12.3)
– diametrul fusului maneton;
– lungimea fusului maneton;
– momentul de inerție al unui braț;
– momentul de inerție al unei contragreutăți;
– momentul de inerție al flanșei volantului
(12.4)
Rezultă momentul de inerție al arborelui cotit: (12.5)
12.2.2 Momentul de inerție al echipajelor mobile
La un motor cu cilindrii în L unui cot al arborelui cotit îi corespund echipajele mobile aferente la un cilindru. Fiecare echipaj mobil este format din piston, bolț, segmenți și bielă iar momentul său de inerție este variabil cu poziția mecanismului motor. Pentru calculul momentului de inerție al unui echipaj mobil se preferă folosirea unei relații care aproximează o valoare medie a acestuia:
, (12.6)
unde:
– mm este raza manivelei;
– este raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei;
– masa bielei aflată în mișcare de translație;
– masa bielei aflată în mișcare de rotație;
– masa grupului piston;
Rezultă momentul de inerție al unui echipaj mobil:
(12.7)
Momentul de inerție al tuturor echipajelor mobile este:
(12.8)
12.3. Proiectarea și calculul volantului
12.3.1. Dimensionarea garniturilor de fricțiune
Pentru ca volantul să transmită momentul motor maxim, majorat cu un coeficient de siguranță β este necesară dimensionarea ariei oferită de garniturile de frecare. Diametrul exterior al garniturilor de frecare este:
(12.9) unde:
este un coeficient de siguranță, pentru motoarele autoturismelor cu capacitate normală de trecere;
Se adoptă: ;
– momentul maxim al motorului;
– coeficientul de frecare dintre volant si discul de ambreiaj;
Se adoptă:
– numărul discurilor de fricțiune ale ambreiajului;
presiunea exercitată de forța arcurilor de presiune ale ambreiajului pe suprafața de frecare;
Se adoptă:;
raportul dintre diametrul interior si diametrul exterior al garniturilor de fricțiune;
Se adoptă:
Rezultă diametrul exterior:
(12.10)
Diametrul interior este:
(12.11)
Aria de frecare oferită de garniturile de fricțiune se determina cu relația:
(12.12)
Se adoptă din STAS 7792-83 garniturile de fricțiune care oferă cel puțin aria determinată cu (12.10) și care vor intra în calculul volantului:
diametrul exterior:
diametrul interior:
Aria de frecare oferita de garniturile standardizate este:
(12.13)
12.3.2 Stabilirea masei si momentului de inerție al volantului
Cunoscând dimensiunile garniturilor de fricțiune se pot determina dimensiunile principale ale volantului; se împarte volantul în elemente inelare, de secțiune dreptunghiulară (figura 12.2) care se numerotează și pentru fiecare element se înregistrează coordonatele, conform tabelului următor:
Cunoscându-se coordonatele punctelor , respectiv se determină masa și momentul de inerție pentru fiecare element inelar; prin însumarea acestora rezultă masa volantului și momentul de inerție .
Pentru un element oarecare i cele două mărimi se determină astfel:
, (12.14)
unde:
este densitatea oțelului din care este confecționat volantul;
Masele elementelor inelare i sunt prezentate în tabelul următor.
Masa volantului se determină prin însumarea maselor celor i elemente inelare:
(12.15)
Momentul de inerție al fiecărui element inelar se determină cu relația:
; (12.16)
Momentele de inerție ale elementelor inelare i sunt prezentate în tabelul următor.
Momentul de inerție al volantului este suma momentelor de inerție ale celor i elemente inelare:
(12.17)
12.4. Calculul gradului de neuniformitate a momentului motor și a vitezei unghiulare a arborelui cotit
Pentru determinarea gradului de neuniformitate a momentului motor se reprezintă într-o diagramă variația momentului motor total, pe o perioada .
Valoarea medie a momentului este :
Variația momentului motor total se reprezintă la următoarele scări:
scara momentului ,
scara unghiului :
Lucrul mecanic excedentar, față de lucrul mecanic mediu preluat de consumator este:
(12.18)
Pentru calculul gradului de neuniformitate este necesar să se cunoască momentul de inerție total al motorului:
(12.19)
Gradul de neuniformitate a vitezei unghiulare este:
(12.20)
Capitolul XIII.Construcția si calculul pistonului
13.1 Rol, componență, condiții funcționale
Grupul piston este partea din mecanismul motor care asigură evoluția fluidului motor în cilindru, îndeplinind următoarele funcții:
transmite bielei forța de presiune a gazelor;
transmite cilindrului reacțiunea normala produsa de biela;
etanșează cilindrul in ambele sensuri împiedicând scăparea gazelor in carter și
pătrunderea uleiului in camera de ardere;
creează o mișcare dirijata a gazelor in cilindru;
este organ de pompare la motoarele in patru timpi;
Grupul piston este alcătuit din trei organe: pistonul, bolțul si segmenții (fig.13.1).
Pistonul se compune din:
capul pistonului care preia presiunea gazelor;
regiunea port – segment (RPS) prevăzuta cu canale pentru montarea segmenților;
mantaua – partea care ghidează pistonul in cilindru si transmite forța normală;
umerii mantalei – partea in care se fixează bolțul;
Datorită condițiilor de lucru, materialul pentru pistoane trebuie sa îndeplinească mai multe cerințe:
rezistență mecanică ridicată la temperaturi înalte si sarcini variabile;
densitate scăzută;
conductibilitate ridicată;
dilatare liniară redusa;
calități superioare antifricțiune la temperaturi mari si in condiții grele de ungere;
rezistență înaltă la uzura abrazivă, adezivă, corozivă, de oboseală;
Capul pistonului depinde în mare măsură de arhitectura camerei de ardere. La MAS are de obicei forma unui disc plan (figura 13.2a) deoarece în acest caz suprafața de schimb de căldură este minimă, iar fabricația este simplă. Forma concavă (b) apropie camera de ardere de forma semisferică dar în concavitate se acumulează ulei care formează calamină. Forma bombată (c) este mai rezistentă, deoarece presiunea gazelor produce eforturi unitare de compresiune, dar are în schimb o suprafață mai mare de schimb de căldură. Forma profilată (d) asigură o formă a camerei de ardere foarte apropiată de forma ideală, respectiv semisferică. În plus, creează un efect de prag eficient, dar costul fabricației este ridicat.
Mantaua pistonului trebuie să aibă o lungime suficientă pentru a asigura un bun ghidaj , presiuni laterale reduse și a limita bascularea. În timpul funcționării mantaua ia forma eliptică, această deformare putându-se evita prin confecționarea pistonului sub formă eliptică cu ovalitatea maximă Δ0 (figura 13.3). În dreptul bolțului mantaua se evazează deoarece suprafața laterală pe sectorul unde se distribuie presiunea pe suprafața mantalei nu preia practic forța portantă (figura 13.4). Pentru a micșora temperatura mantalei, cu scopul de a reduce jocul dintre aceasta și cilindru, o soluție întâlnită la pistoanele MAS – urilor este mantaua elastică. Aceasta se obține prin executarea unei tăieturi oblice incomplete (figura 13.5), prevăzută la capăt cu un orificiu care înlătură concentrarea tensiunilor.
Se folosesc pistoane cu inserții de plăcuțe de metal sau de invar. Plăcuțele de invar se incorporează în piston în dreptul umerilor mantalei (figura 13.6a). Soluția este scumpă, de aceea în prezent se folosesc plăcuțe de oțel de calitate care sunt fixate pe periferia materialului de piston (figura 13.6b). Principiul de lucru în cele două cazuri este diferit. Astfel, invarul împiedică dilatarea din cauze coeficientului α redus; în al doilea caz, plăcuța de oțel și aliajul de aluminiu lucrează ca o lamă bimetalică supusă încălzirii: plăcuța de oțel frânează dilatarea aluminiului, iar sistemul se curbează în direcția evazării pentru a satisface condiția de dilatare. Plăcuțele de oțel au și rolul de a mări rigiditatea mantalei și a umerilor acesteia.
Umerii pistonului reprezintă aglomerări de material în care se practică alezajul pentru bolț. Pentru a obține o rigiditate cât mai mare a pistonului, alezajul pentru bolț se plasează la o distanță cât mai mică față de capul acestuia. Din această cauză centrul de oscilație O se situează deasupra mijlocului mantalei.
Datorită dilatării termice, a forței de presiune a gazelor și reacțiunii N a cilindrului asupra pistonului, acesta se deformează eliptic, în plan transversal, cu axa mare paralelă cu axa bolțului. Pentru prevenirea acestui aspect pistonul se confecționează de formă eliptică cu axa mare a elipsei perpendiculară pe axa bolțului.
Profilul longitudinal al pistonului, pentru a realiza variația dimensiunilor la diferite orizonturi, în scopul evitării gripării sau blocării pistonului, se poate obține în diferite variante.
13.2 Alegerea materialului
În construcția pistoanelor pentru motoarele de autovehicule se folosesc aliaje de aluminiu, care satisfac în cel mai înalt grad cerințele impuse pistoanelor, și anume: rezistență ridicată la temperaturi înalte și sarcini variabile, masa redusă, bună conductibilitate termică, dilatare liniară redusă, rezistență ridicată la uzură abrazivă, adezivă , corozivă și de oboseală, ușurința de turnare sau matrițare, prelucrare ușoară prin așchiere.
Aceste aliaje se împart în două grupe principale:
aliaje pe bază de siliciu, denumite silumin;
aliaje pe bază de cupru, denumite duraluminiu;
Aliajul silumin este la rândul său de trei feluri:
hipoeutectic, cu un conținut de Si < 11,7%;
eutectic, cu 11,7% < Si < 13,5%;
hipereutectic, cu 13,5% < Si < 25% ;
Aliajele hipereutectice au un coeficient de dilatare foarte redus, calități bune de antifricțiune, duritate ridicată la temperaturi înalte, densitate redusă (2,65 kg/dm3), în schimb antrenează o uzare mai rapidă a sculei așchietoare din cauza conținutului ridicat de Si și determină reducerea coeficientului de dilatare termică (α =486 kJ/mhK) ceea ce impune confecționarea pistonului cu pereți groși, soluție convenabilă pentru MAC și motoarele supraalimentate.
Aliajele eutectice elimină dezavantajele menționate anterior, ca urmare a micșorării conținutului de Si, drept pentru care sunt preferate pentru construcția pistoanelor de MAS.
Aliajele pe bază de cupru au un conținut de Cu între 8…12 %. Cuprul este principalul element de durificare a aliajului și mărește totodată conductibilitatea termică (λ=617 kJ/mhK). Aliajul Y pentru pistoane mai conține: Mg (2%) care mărește rezistența la rupere, duritatea rezistența la temperaturi înalte și protejează materialul față de atacul agenților corozivi; Ni (1,5…3 %) care ridică rezistența mecanică la temperaturi înalte. Duraluminiul mai conține o serie de elemente de aliere secundare: Ti, Cr, Mo, care îmbunătățesc proprietățile mecanice sau de turnare.
Pistoanele din aliaje de Al se supun tratamentelor termice (călire, îmbătrânire sau ambele), care le ridică duritatea și rezistența mecanică.
Materialele pentru pistoane de aluminiu sunt standardizate, STAS 201/2-80. Se adoptă pentru construcția pistoanelor un aliaj de aluminiu pe bază de cupru turnat static în forme metalice ATC Si10Cu3Mg și tratament de punere în soluție urmată de călire și durificare prin îmbătrânire artificială, cu următoarele proprietăți:
Tabelul 13.1 Proprietățile materialului
13.3 Alegerea dimensiunilor caracteristice
Dimensiunile caracteristice (fig.13.7) ale pistonului se stabilesc în raport cu date statistice pe baza tabelului 13.2
Tabelul 13.2 Dimensiunile pistonului
13.4 Verificarea capului pistonului
Pentru determinarea tensiunilor datorate presiunii maxime din cilindru se schematizează capul pistonului sub forma unei plăci circulare încastrate pe conturul dat de diametrul interior al capului Dci, cu o grosime constantă h, încărcată cu o sarcină uniform distribuită (figura 13.8). În placă apar tensiuni normale radiale pe suprafețele obținute prin secționare cu cilindri concentrici cu placa și tensiuni normale pe suprafețele obținute prin secționare cu plane ce conțin axa plăcii, OY. Aceste tensiuni sunt:
(13.1)
(13.2)
unde:
este presiunea maximă a gazelor din cilindru;
h =5 mm este grosimea capului pistonului (grosimea plăcii);
ν = 0,34 este coeficientul Poisson;
Ri este raza interioară a capului pistonului;
(13.3)
r este o rază oarecare cuprinsă în intervalul ;
;
Valorile extreme se găsesc în centrul plăcii și în încastrare, pentru .
A. Tensiunile maxime în centrul plăcii (r=0) sunt:
(13.4)
B. Tensiunile maxime în încastrare se obțin pentru (r = Ri)
(13.5)
(13.6)
C Pentru calculul tensiunilor și se consideră că temperatura în placă este distribuită după legea , unde: Tc este temperatura in centrul plăcii, ΔT este diferența de temperatură dintre centrul plăcii și marginea acesteia. Valorile maxime ale acestor tensiuni sunt:
în centrul plăcii (r=0, pe suprafața interioară și pe cea exterioară);
(13.7)
=
în încastrare (pe suprafața interioară și pe cea exterioară);
(13.8)
(13.9)
D Pentru calculul tensiunilor și este necesar să se cunoască presiunea care ia naștere pe suprafața frontală a plăcii:
(13.10)
unde k este un coeficient dat de expresia:
(13.11)
unde: R – raza exterioara a pistonului; (R = D/2)
tensiunile și în centrul plăcii (r=0), pe ambele suprafețe;
(13.12)
== 74,55– 62,64 = 11,91
tensiunile și în încastrare (r=Ri), pe ambele suprafețe;
(13.13)
(13.14)
E. Calculul tensiunilor și
pe suprafața inferioară
(13.15)
pe suprafața superioară
(13.16)
F. Calculul tensiunilor totale
în centrul plăcii, pe suprafața inferioară
(13.17)
în încastrare, pe suprafața inferioară
(13.18)
(13.19)
în centrul plăcii, pe suprafața superioară
(13.20)
în încastrare, pe suprafața superioară
(13.21)
(13.22)
14.5 Verificarea regiunii port – segmenți
Această verificare se face la compresiune, luând în considerare presiunea maximă a gazelor din cilindru. Secțiunea periculoasă se găsește în dreptul deschiderilor prin care se evacuează uleiul colectat de segmentul de ungere. Aria netă a acestei secțiuni este:
(13.23)
unde:
Ds = 72 mm este diametrul exterior al pistonului în dreptul segmentului de ungere;
Di = 40 mm este diametrul interior al pistonului în dreptul segmentului de ungere;
d = 2 mm este diametrul orificiului de evacuare a uleiului;
n =10 – numărul de orificii radiale;
Tensiunea la compresiune ce se dezvolta in aceasta secțiune se determina cu relația:
(13.24)
Valoarea maxima admisibilă este:
, (13.25)
unde cr = 2,7 este coeficientul de siguranță la rupere.
14.6 Verificarea mantalei
Verificarea mantalei constă în compararea presiunii ce ia naștere între suprafața laterală a pistonului (mantalei) și suprafața interioară a cilindru cu presiunea admisibilă. Această presiune apare datorită forței normale N și nu trebuie sa depășească limita admisibilă: pa= (0,4…0,8) MPa.
(13.26)
13.7 Verificarea umerilor
Verificarea la forfecare a umerilor pistonului se face când aceștia nu sunt solidarizați prin nervuri cu suprafața interioară a pistonului. Relația de calcul a efortului unitar de forfecare este:
(13.27)
Tensiunea maximă admisibilă este:
Capitolul XIV. Calculul și construcția bolțului
14.1 Rol, condiții funcționale, construcție
Bolțul sau axul pistonului este organul care stabilește legătura dintre piston și bielă și transmite forța de presiune a gazelor de la piston la bielă. Fiind o piesă în mișcare, dezvoltă o forță de inerție care se transmite mecanismului motor, de aceea se impune ca masa lui să fie cât mai mică. Bolțul lucrează în condiții grele de solicitare mecanică, fiind încărcat de forța de presiune a gazelor și de forța de inerție dezvoltată de piston (figura 14.1a). Într-o secțiune transversală apar solicitări de încovoiere care produc deformarea bolțului după axa longitudinală (figura 14.1b). Solicitări de încovoiere apar și în secțiunea longitudinală a pistonului, deformând bolțul în planul său transversal – deformarea de ovalizare (figura 14.1 c). În perioada arderii violente forțele de presiune înregistrează creșteri rapide produc solicitarea prin șoc. Caracterul variabil al sarcinii produce fenomenul de oboseală al bolțului. Rezultă că bolțul trebuie să posede o rezistență înaltă la solicitările de încovoiere variabile și cu șoc.
În afara acestor solicitări bolțul este supus unei uzuri intense datorită dificultăților de ungere care determină un regim termic ridicat, datorită deformațiilor și șocurilor care întrerup pelicula de ulei, mai ales în timpul jocurilor mari.
Constructiv, bolțul are o formă tubulară, în diverse variante, ce asigură a masă redusă. Bolțul cu secțiune constantă (figura 14.2a) este o soluție tehnologică simplă, fiind și cea mai utilizată formă. Pentru a mări rigiditatea bolțului, acesta se confecționează sub forma unui solid de egală rezistență (figura 14.2b), dar soluția creează dificultăți tehnologice. Deoarece deformația maximă de încovoiere apare în secțiunea centrală, o rigiditate suplimentară se obține prin prelucrare cilindrică, în trepte, a suprafeței interioare, ceea ce este avantajos și pentru rezistența la forfecare (figura 14.2 c și d).
14.2 Alegerea tipului de asamblare bolț – bielă – piston
Asamblarea tip “bolț flotant” presupune montarea cu joc a bolțului atât în piciorul bielei cât și în umerii pistonului (figura 14.3). ca urmare bolțul are posibilitatea de rotire și de deplasare axială în timpul funcționării. Biela 1, fiind confecționată din oțel ca și bolțul, pentru a evita uzura celor două piese aflate în mișcare relativă, are dispusă în piciorul ei o bucșă antifricțiune 5. de asemenea, pentru a evita lovirea sau zgârierea oglinzii cilindrului de către bolț, ca urmare a posibilității de deplasare axială, aceste se montează cu două inele de siguranță 6 din , confecționate din oțel de arc cu secțiune dreptunghiulară sau circulară, montate în șanțurile practicate în umerii pistonului 3. deoarece prezența acestor inele împiedică trecerea pe suprafața bolțului din piston a uleiului raclat de segmentul de ungere, ungerea acestuia se face cu ceața de ulei din carter ce pătrunde prin orificiile 2. Pentru ungerea bolțului în bielă, se execută în piciorul acesteia un orificiu 4 ce străbate și bucșa antifricțiune, prin care pătrunde uleiul din ceața ce se formează sub capul pistonului. Uneori se poate realiza ungerea sub presiune a bolțului în piciorul bielei prin practicarea unui orificiu 7 ce străbate corpul bielei, de la fusul maneton la bolț, prin care circulă uleiul.
Avantajul principal al soluției îl constituie reducerea uzurii bolțului în locașul din piston și repartizarea ei uniformă pe periferia bolțului, deoarece micșorează vitezele relative dintre suprafețe și determină o rotire completă a bolțului după un număr de cicluri, care mediază uzura pe periferie.
Asamblarea cu bolțul fix în piston și liber în piciorul bielei se realizează cu ajutorul unor șuruburi care străbat bolțul în dreptul umerilor (figura 14.4).Bolțul devine mai puțin rigid, deoarece la îmbinarea cu șurub apare o concentrare mare de tensiuni și, în plus,se mărește masa
aflată în mișcare de translație. Soluția nu se utilizează la motoarele de autovehicule.
Soluția asamblării bolțului fix în piciorul bielei și liber în umerii pistonului se realizează prin încălzirea piciorului bielei la 240…280șC înainte de montarea bolțului (figura 15.5). După montare și în urma răcirii, alezajul pentru bolț se micșorează, realizându-se astfel strângerea și fixarea bolțului. Acesta nu va mai avea posibilitatea rotirii sau deplasării axiale, deci nu va exista mișcare relativă între bolț și bielă, iar bucșa antifricțiune și ungerea bolțului nu mai sunt necesare în această zonă. Ungerea bolțului în umerii pistonului se face tot prin ceața de ulei din carter, prin orificiile practicate în aceștia.
14.3 Alegerea materialului și a dimensiunilor caracteristice
Bolțul se confecționează prin strunjire din bare laminate. Materialul pentru bolț trebuie să aibă o duritate ridicată (55…65 HRC) a stratului superficial și o tenacitate ridicată a miezului (35…44 HRC). Materialele care satisfac cel mai bine aceste condiții sunt oțelurile carbon de calitate (STAS 880-66) și oțelurile aliate (STAS 791-66) – elementele de aliere sunt Cr, Ni, Mn, Mo, cu conținut redus de carbon (0,12…0,35%). Prin tratament termochimic de cementare se aduce duritatea suprafeței la nivelul dorit.
Pentru bolțurile cu solicitare intermediară se utilizează oțel (OLC 15, OLC 20, OLC 45, OLC 60, 15CO/15Cr3) care prin cementare (adâncimea stratului de 0,5,,,1,5 mm) atinge duritatea de 58…62 HRC. Când se utilizează oțeluri aliate (18MC10/16MnCr15, 15CN15/15CrNi6), după cementare, duritatea stratului superficial ajunge la 58,,,64 HRC cu rezistențe la rupere de 100…120 MPa.
Se adoptă ca material pentru construcția bolțului un oțel carbon de calitate OLC 45 cu următoarele proprietăți:
Limita de curgere
Rezistența la rupere
Alungirea la rupere 18%;
Duritatea Brinell
Tabelul 14.1 Dimensiunile caracteristice ale bolțului
14.4 Calculul de rezistență al bolțului
14.4.1 Verificarea bolțului la oboseala prin încovoiere
Pentru verificarea la oboseală prin încovoiere se admite o schemă de calcul unde pe porțiunile de lungime lp cuprinse în umerii pistonului se consideră o distribuție liniară, iar pe porțiunea lbb cuprinsă în piciorul bielei o distribuție uniformă. Acestor încărcări corespund diagramelor de forțe tăietoare T și momente încovoietoare M din figură.
Secțiunea periculoasă la încovoiere este la mijlocul bolțului și este provocată de forța sumară cu valorile extreme maxim/minim:
(14.1)
(14.2)
Momentul încovoietor este:
(14.3)
(14.4)
Modulul de rezistență al bolțului este:
(14.5)
Se determină eforturile unitare de încovoiere:
(14.6)
(14.7)
La bolțul fix se consideră că ciclul de solicitare este nesimetric,iar coeficientul de siguranță dupa Serensen are expresia:
(14.8)
unde:
este rezistența la oboseală prin ciclu simetric de încovoiere pentru OLC 45;
este coeficient de calitate al suprafeței, pentru bolțul călit și lustruit;
este un coeficient dimensional;
– la OLC 45;
14.4.2 Verificarea bolțului la forfecare
Verificarea bolțului la solicitarea de forfecare se face în secțiunea unde forța tăietoare este maximă (figura 14.7) :
(14.9)
Tensiunea tangențială maximă τmax se găsește în axa neutră OZ și este constantă de-a lungul acestei axe. Efortul unitar maxim de forfecare se determină cu relația:
(15.10)
unde: (14.11)
Valorile maxime admisibile ale efortului unitar de forfecare sunt cuprinse în intervalul (80…120) MPa, pentru oțelurile carbon de calitate.
14.4.3 Verificarea bolțului la ovalizare
Pentru verificarea bolțului la ovalizare, acesta se consideră ca o bară încărcată simetric, pe circumferința definită de raza medie (figura 14.8):
(14.12)
Se face ipoteza că sarcina p este distribuită după legea sinusoidală , unde . S-a considerat pe suprafața superioară presiunea ce ia naștere între bolț și umerii pistonului, iar pe suprafața interioară presiunea ce ia naștere între bolț și piciorul bielei. Aceste presiuni apar în secțiuni transversale diferite, motiv pentru care forța de calcul F se multiplică cu un coeficient stabilit experimental, dat de relația:
(14.13)
Bara fiind simetrică, problema se reduce la studiul unui sfert de bară. Rezultatele obținute se transpun simetric pe toată bara. Prin aplicarea metodei eforturilor se determină M0, efort static nedeterminat. Eforturile unitare într-o secțiune oarecare definită de unghiul sunt:
(14.14)
(14.15)
(14.16)
(14.17)
Tensiunile din fibrele exterioare și interioare se calculează cu relațiile:
(14.18)
(14.19)
(14.20)
(14.21)
În relațiile anterioare h reprezintă grosimea peretelui bolțului:
(14.22)
Tensiunea maximă este de compresiune în fibra interioară pentru și are expresia:
(14.23)
Tensiunea admisibilă pentru OLC 45 este:
(14.24)
unde cr = 3 este coeficientul de siguranță la rupere.
Deformația maximă de ovalizare fb se produce în plan perpendicular pe axa pistonului. Deci fb/2 este deplasarea pe orizontală a capătului liber al barei din figura 14.9. Deformația maximă este:
(14.25)
– jocul diameral la cald din umerii pistonului;
.
Capitolul XV Construcția și calculul segmenților
15.1 Rol, tipuri și construcție
Segmentul este un inel elastic de contact între cilindru și piston, în mișcarea de translație a acestuia. Pe un piston se montează un set de segmenți, care în ansamblu trebuie să asigure: etanșeitatea camerei de ardere, reglarea cantității de ulei de pe oglinda cilindrului și îmbunătățirea transmiterii căldurii de la piston la cilindru. Aceste funcții pot fi îndeplinite dacă suprafața exterioară a segmenților se află în contact perfect cu oglinda cilindrului iar flancurile se așează perfect pe suprafețele corespunzătoare din piston.
Pentru a îndeplini aceste funcții, pe piston se montează două feluri de segmenți: segmenți de compresie cu rol de etanșare a camerei de ardere și segmenți de ungere cu rol de reglare a cantității de ulei de pe oglinda cilindrului.
În timpul funcționării motorului, asupra segmenților acționează forțe datorate presiunii gazelor, forțe de inerție, forțe datorate elasticității proprii și uneori datorită elementelor elastice suplimentare și forțe de frecare. Rezultantele acestor forțe imprimă o mișcare axială și radială segmentului în canalul său, provocând lovituri și uzuri pe suprafața de contact.
Datorită contactului cu gazele fierbinți segmenții se încălzesc. Temperatura maximă o are primul segment iar valorile cele mai mari se înregistrează în vecinătatea capetelor ( 300°C). Pentru a nu compromite funcțiile segmenților datorită încălzirii, se urmărește menținerea temperaturii acestora la circa 250°C, temperatură considerată drept admisibilă. Ungerea segmenților este de tip hidromecanic. Totuși, în apropierea punctelor moarte, segmentul de ungere devine semifluid, deoarece uleiul nu poate prelua presiunea exercitată de elasticitatea segmentului.
Datorită condițiilor specifice de funcționare, segmenții sunt supuși unui proces complex de uzură de contact, corozivă și abrazivă. Cel mai mult se uzează primul segment care lucrează în condițiile de temperatură și presiune ridicate combinate cu o lipsă parțială sau chiar totală a ungerii.
Rezultă că, în condiții de temperatură ridicată și ungere precară segmentul trebuie să suporte tensiuni variabile atât de natură mecanică, cât și de natură termică, deformații și uzuri minime. Dacă se au în vedere condițiile de lucru și funcțiile ce trebuie îndeplinite, segmenților li se impun următoarele cerințe:
elasticitate corespunzătoare care să se mențină și la temperaturi înalte un timp îndelungat;
să asigure repartizarea presiunilor pe oglinda cilindrului;
să aibă o formă geometrică adecvată, care să asigure o așezare etanșă pe suprafețele de lucru;
materialul să aibă bune proprietăți antifricțiune și rezistență mare la uzură în condiții de temperatură înaltă și ungere insuficientă;
să asigure posibilitatea rapidă de rodaj și adaptabilitate pe oglinda cilindrului.
La alegerea numărului de segmenți se ține cont de rolurile segmenților, în primul rând de gradul de etanșare al camerei de ardere.
Astfel sarcina principală de etanșare o are primul segment (segmentul de foc). Eficiența segmenților următori este mai redusă dar nu neglijabilă. În mod obișnuit, la MAS se utilizează doi segmenți de compresie și un singur segment de ungere. Sub acțiunea presiunii gazelor (p), puțin mai mică decât presiunea din camera de ardere, segmentul este aplicat cu fața sa inferioară pe umărul locașului din piston; presiunea gazelor p1, care au pătruns în spatele segmentului (care este mai mică decât p din cauza laminării) apasă puternic segmentul pe oglinda cilindrului.
Peste efectul elasticității segmentului etanșeitatea se obține și cu ajutorul presiunii gazelor. La acesta mai contribuie și pelicula de ulei care la suprafețele în contact, închide intervalul dintre asperități. Totuși, o anumită cantitate de gaze pătrunde prin interstițiul dintre capete și dintre suprafețe la al doilea segment cu o presiune mult mai mică.
Fenomenele de etanșare și curgere se repetă și la ceilalți segmenți, însă cu volum mult mai redus. Se obține o etanșare sub efect de labirint.
Se apreciază că ansamblul segmenților asigură o etanșare normală când presiunea după ultimul segment reprezintă 3…4% din presiunea p, iar volumul de gaze scăpat este cuprins între 0,2….1% din volumul încărcăturii proaspete admise în cilindru.
Segmentul de ungere are funcția de a distribui uniform uleiul, pe oglinda cilindrului, surplusul de ulei fiind răzuit și evacuat în interiorul pistonului prin orificiile din segment și piston practicate în acest scop.
Totuși deplasarea unei cantități de ulei spre camera de ardere nu poate fi evitată datorită efectului de pompaj al segmenților și deplasării curentului de ulei (existent ca urmare a ungerii hidrodinamice) în sens opus mișcării pistonului.
În general, elementele constructive ale segmenților de compresiune sunt cele din figura 16.2 Experiența arată că eficacitatea și fiabilitatea unui segment crește când înălțimea h este mică. Prin aceasta se asigură o etanșare mai bună, o adaptabilitate mai rapidă, se reduce lucrul mecanic de frecare și se micșorează uzura. În plus, se reduce inerția segmentului reducându-se astfel intensitatea bătăilor în locaș. Segmenții subțiri prezintă și unele dezavantaje: fragilitate mărită, o înrăutățire a evacuării căldurii, tendință mai mare spre deformare.
Grosimea radială a segmentului variază în funcție de diametru, în raportul D/a =21…23. Mărirea grosimii radiale este favorabilă pentru ridicarea elasticității, îmbunătățirea evacuării căldurii, împotriva acțiunii de strivire a segmentului în canal și pentru reducerea tendinței de vibrații. Totuși o grosime radială mărită are dezavantajele: adaptabilitate redusă la ovalizarea cilindrului; elasticitate redusă la încălzire; tendință sporită la rupere ca urmare a tensiunilor mai ridicate. Deschiderea segmentului în stare liberă, S0, influențează presiunea elastică și se află în limitele:S0 = (0,1…0,15)D
Fanta segmentului poate fi executată în diferite variante, dar experiența a arătat că forma acesteia influențează într-o mică măsură asupra scăpării gazelor, din care cauză se preferă fanta dreaptă a cărei fabricație este mai simplă.
În funcție de secțiunea lor segmenții pot fi: cu secțiune dreptunghiulară, conici sau ușor conici, trapezoidali, u secțiune asimetrică sau cu suprafață bombată.
Dintre aceștia, segmenții cu secțiune dreptunghiulară au cea mai mare utilizare, prezentând avantajul unei tehnologii simple de fabricație și în condiții normale de funcționare îndeplinesc toate funcțiile de etanșare.
Segmenții trapezoidali reprezintă o soluție eficientă împotriva blocării în canal. Sub efectul de basculare a pistonului, jocul axial se modifică expulzând din canal uleiul sau alte depuneri. Se folosesc în special ca segmenți de foc.
Segmenții de ungere se caracterizează prin presiune medie elastică ridicată, jocuri reduse între segment și fețele laterale ale canalului din piston, prezența unor cavități unde se adună uleiul răzuit de pe pereții cilindrului. Pentru acești segmenți se cere să aibă o masă mică și un grad mare de conformabilitate.
Constructiv, segmenții de ungere se grupează astfel:
segmenți perforați sau cu secțiune unitară, cei mai simpli din punct de vedere al construcției dar cei mai puțini satisfăcători în ceea ce privește cantitatea de ulei evacuată;
segmenți perforați prevăzuți cu o degajare pe o suprafață laterală care dublează numărul fețelor răzuitoare sporind eficiența raclării și evacuării uleiului;
segmenți cu ferestre și arc expandor care se caracterizează printr-o flexibilitate ridicată;
segmenți de ungere din oțel compuși din 2 inele de oțel și unul sau două expandoare care asigură apărarea radială și axială. Acest tip de segment este unul complicat din punct de vedere constructiv și cu tehnologie complicată de fabricație.
15.2 Materiale pentru segmenți
Pentru a satisface exigențele impuse segmenților, materialele din care aceștia sunt confecționați trebuie să ca aibă proprietăți: bune calități de alunecare pentru a atenua pierderile mecanice în condițiile unei ungeri semilichide, duritate ridicată pentru a prelua sarcini mari de contact și pentru a rezista la uzura abrazivă și adezivă, rezistență la coroziune pentru a atenua efectul atacurilor chimice și electrochimice, rezistență mecanică ridicată la temperaturi relativ mari, invariabile în timp, pentru a preveni vibrația, calități bune de adaptabilitate rapidă la forma cilindrului. Față de aceste cerințe fonta pentru segment care satisface cerințele uni material antifricțiune este fonta cenușie perlitică cu grafit lamelar. La această varietate de fontă faza antigripantă o constituie grafitul care are o plasticitate redusă (HB<100), reține uleiul de ungere și rezistă la atacul acizilor.
15.3 Calculul segmentului
15.3.1 Presiunea medie pe care o dezvoltă segmentul
Pentru realizarea unei etanșări eficiente, pE se stabilește în corelație cu presiunea radială a gazelor care participă activ la aplicarea segmenților pe cilindru. La motoarele rapide, presiunea radială a gazelor are valori mult mai mici, ceea ce obligă la sporirea pE. La motoarele de autovehicul cu turații foarte mari, din cauza vibrației, presiunea pE ia valori cu atât mai mari cu cât turația este mai mare. Trebuie manifestată însă o anumită rezervă pentru valori prea ridicate ale presiunii pE deoarece le provoacă uzuri însemnate.. valorile superioare se întâlnesc la motoarele cu alezaj mic, puternic turate. Valorile presiunii medii pE se încadrează în limitele (0,15…0,25) MPa. Din considerentele menționate anterior se adoptă presiunea medie pe care o dezvoltă segmentul, la turația medie de functionare a motorului pE = 0,25 MPa.
PE [Mpa]
n [rot/min]
15.3.2 Repartizarea presiunilor elastice
În figura 15.4 sunt prezentate câteva distribuții de presiune. Pentru motorul din tema de proiectare este rațională adoptarea unei curbe cu treceri line de la valorile maxime la valorile minime, așa cum sunt curbele de tip c și d. Se adoptă curba de presiune a.
15.3.2 Calculul curbei de presiune
Expresia generală a curbei de presiune este:
, (15.1)
unde:
reprezintă unghiul ce indică secțiunea unde se calculează presiunea;
reprezintă numărul de armonici;
PE = 0,25 MPa este presiunea medie pe care o dezvoltă segmentul;
sunt coeficieți cu valori specifice pentru fiecare din cele patru curbe: pentru curba de presiune (c) .
Calculul curbei de presiune se face numeric, conform exemplului următor:
(15.2)
Rezultatele obținute sunt cele conform listingului aferent acestui capitol.
15.3.4 Calculul grosimii radiale a segmentului a
Raportul dintre alezajul cilindrului și grosimea radială a segmentului, D/a reprezintă un factor constructiv de bază al segmentului. Grosimea radială a segmentului se calculează din relația:
(15.3)
unde:
σa = (300…400) MPa este tensiunea admisibilă;
Se adoptă: σa = 380 MPa ;
KM = 1,779 este un coeficient specific curbei de presiune c (fig15.4 c);
PE = 0,25 MPa este presiunea medie;
D = 72 mm este alezajul cilindrului;
Rezultă grosimea radială:
(15.4)
15.3.5 Verificarea segmentului la dilatare
Se determină valoarea rostului la montaj Sm astfel încât acesta să asigure rostul la cald Sc propus. Rostul la cald se limiteayă, deoarece la valori mari ale acestuia etanșarea este nesatisfăcătoare, iar la valori mici apare pericolul de impact. Pentru calculul rostului la montaj se cunosc următorii parametri :
αs, αc – coeficienții de dilatare pentru materialul segmentului, respectiv materialul cilindrului;
Se adoptă :
Ts – temperatura segmentului;
T0 – temperatura la montaj;
Tc – temperatura cilindrului;
Pentru calcul se admit următoarele valori :
Se adoptă : și
– rostul la cald ;
Se adoptă: Sc = 0,20 mm;
Rostul la montaj se calculează cu relația:
(15.5)
15.3.6 Calculul momentului încovoietor într-o secțiune oarecare
Presiunea PE(ψ) exercitată de cilindru asupra segmentului este preluată de tensiunile interioare care mențin segmentul în starea de echilibru; ca urmare, fiecare secțiune a segmentului este solicitată de un moment încovoietor (figura 15.5a).
Pentru calculul momentului încovoietor se calculează următorii parametri:
raza medie a segmentului Rm dată de relația:
(15.6)
h – înălțimea axială a segmentului, care pentru alezaje cu D = (30…170) mm variază în limitele 1,5 și 4 mm;
Se adoptă: h = 3 mm;
c – parametru constructiv al segmentului:
(15.7)
Momentul produs în secțiunea ψ este dat de relația:
(15.8)
Unghiul maxim ψmax este:
(15.9)
Momentul încovoietor M(ψ) se calculează numeric, pentru valori ale .
15.3.7 Calculul profilului segmentului în stare liberă
Forma liberă a segmentului se stabilește pe baza observației că punctul N din fibra medie în stare montată, de coordonate (Rm, ψ) se deplasează în poziția N0, de coordonate (Rm0, ψ0), așa cum reiese din figura (16.5c). Deplasarea relativă a punctului N0 față de N se compune din deplasarea radială t și deplasarea unghiulară ε.
Expresiile celor două deplasări sunt:
(15.10)
, (15.11)
unde:
este raza cilindrului; (15.12)
g = 0,149 este un parametru specific curbei c de presiune;
este momentul de inerție; (15.13)
B – parametru fundamental al segmentului, dat de relația:
(15.14)
Coordonatele t și ε fiind cunoscute se trasează forma liberă a segmentului cu relațiile:
(15.15)
(15.16)
Distanța între capete măsurată pe fibra medie în stare liberă este:
; (15.17)
15.3.8 Calculul efortului unitar maxim în timpul funcționării
Efortul unitar maxim în timpul funcționării, σfmax se obține din condiția ca momentul încovoietor să fie maxim pentru secțiunea ψ=0:
(15.18)
Valorile admisibile pentru efortul unitar în timpul funcționării sunt σa = (300…400) MPa, îndeplinindu-se condiția de verificare: σfmax< σa.
15.3.9 Calculul tensiunilor la montaj
Pentru ca segmentul să treacă pe piston trebuie să devină tangent la piston în capătul opus rostului. În această ipoteză se calculează deformația fibrei medii după axa XX a segmentului desfăcut. Se determină momentul de desfacere maxim în secțiunea opusă rostului, funcție de schema de încărcare a segmentului. Prin aplicarea formulei lui Navier se obține:
(15.19)
unde m = 1.
Capitol XVI.Itinerar tehnologic pentru piston
1.Introducere (Descrierea piesei, rol, condiții de funcționare, cerinte)
Pistonul îndeplinește următoarele roluri :
transmite forța de presiune a gazelor bielei ;
preia reacțiunea provenită de la peretele cilindrului și transmite cilindrului reacțiunea normală produsă de bielă ;
contribuie la realizarea formei camerei de ardere ;
la motoarele in doi timpi este un element din sistemul de distribuție a gazelor .
El constituie un organ foarte puternic solicitat mecanic și termic; este supus unor importante forțe de frecare, iar partea exterioară a capului pistonului care vine în contact cu fluidul motor trebuie sa facă față și acțiunii corozive a gazelor de ardere. Solicitările mecanice sunt o consecință a forțelor care acționează asupra pistonului. Aceste forțe sunt de trei categorii:
1. forța direct aplicată care este dată de diferența dintre presiunea gazelor din cilindru și presiunea din carter;
2. forța de inerție ca o consecință a masei pistonului și variațiilor de viteză pe care le înregistrează; ea este întotdeauna direcționată după axa pistonului;
3. forțele de legătură date de acțiunea pistonului asupra bielei (este o forță dirijată după axa bielei) și acțiunea pistonului asupra cilindrului (este o forță normală care aplică pistonul pe cilindru și o forța de frecare).
În timpul funcționării, capul pistonului vine în contact permanent cu fluidul motor care, pe timpul arderii, atinge temperaturi de peste 20000C. Ca urmare el primește o cantitate foarte mare de căldură pe care trebuie să o evacueze deoarece altfel funcționarea mecanică ar fi compromisă. Evacuarea căldurii primite se face în special spre cilindru și într-o măsură mai mică spre carterul motorului.
Deoarece căldura este primită numai prin capul pistonului temperatura descrește în lungul pistonului, de la cap spre partea inferioară a mantalei. Nivelul și variația temperaturii depind de tipul motorului, materialul și construcția pistonului, proprietățile și mișcarea gazelor, agentul de răcire al motorului. Datorită diferențelor de temperatură, dilatările pistonului vor fi inegale, capul pistonului dilatându-se mai mult decât mantaua. Datorită neuniformității repartiției materialului, chiar într-o zonă cu aceeași temperatură, dilatările sunt inegale, dilatări ce sunt influențate și de regimul de funcționare al motorului. Deci pistonul propriu-zis nu poate asigura etanșarea; de aceea este necesar să se prevadă pistonul cu segmenți.
Din punct de vedere al materialului, cu cât temperatura este mai mare, calitățile de rezistență mecanică se înrăutățesc, scade în special duritatea, ceea ce conduce la o uzură mai pronunțată.
În regiunile unde capul pistonului este bătut în continuu de flacără, materialul poate fi ars sau poate da naștere fisurii, ceea ce impune schimbarea pistonului.
Ținând cont de rolul pistonului și de solicitările complexe și puternice pe care trebuie să le suporte în procesul de funcționare, rezultă că el trebuie să satisfacă următoarele condiții:
1. Să asigure etanșarea cilindrului la orice regim de funcționare;
2. Să primească cât mai puțină căldură pe la capul pistonului pentru a reduce importanța problemelor termice;
3. Să aibă proprietăți de transmitere a căldurii cât mai bune;
4. Să asigure un consum minim de ulei;
5. Să fi cât mai ușor, pentru a reduce importanța forțelor de inerție translatorii, dar în același timp suficient de rezistent și rigid;
6. Să asigure un lucru mecanic de frecare minim, deoarece pierderile prin frecare ale pistonului reprezintă aproximativ 60% din totalul pierderilor prin frecare la motoarele rapide;
7. Să aibă durabilitate mare oricât de grele ar fi condițiile de exploatare.
2.Soluția constructivă adoptată
Pistonul se compune din următoarele părți:
a.Capul pistonului – partea superioară a pistonului ce preia presiunea gazelor. Construcția sa trebuie să asigure rezistența necesară și buna desfășurare a proceselor funcționale.
b.Mantaua – partea care ghidează pistonul în cilindru și transmite forța normală
Trebuie să se asigure aderarea uleiului pentru reducerea frecării și jocuri reduse pentru ghidare, pentru evitarea bătăilor și pentru o bună etanșare.Arhitectura ei este influiențată hotărâtor denecesitatea asigurării unui joc optim în funcționare, pentru aceasta utilizându-se patru soluții:
capul și regiunea port segmenți din aliaje ușoare iar mantaua din fontă
separarea mantalei de regiunea port segmenți printr-o tăietură în planul perpendicular pe axa pistonului în fundul canalului ultimului segment
manta elastică – se realizează prin practicarea unei tăieturi în lungul mantalei
Piesa a cărei tehnologie de fabricație și recondiționare se va proiecta este un piston matrițat din aliaj de aluminiu. Calota pistonului are o formă specială, care îmbunătățește procesul de
formare și ardere a amestecului carburant. La interior pistonul este prevăzut cu nervuri care măresc rezistența și îmbunătățesc răcirea calotei acestuia.
Pistonul are două bosaje cu găuri pentru montarea bolțului . În fiecare bosaj sunt executate câte două găuri, prin care uleiul barbotat de către biele ajunge la bolț. Pe suprafața laterală a pistonului sunt strunjite cinci canale circulare, destinate pentru montarea segmenților; patru din ele sunt dispuse mai sus, iar unul mai jos de orificiul destinat pentru bolț. Adânciturile frezate la exterior de ambele părți ale fiecarui bosaj servesc pentru reducerea greutății pistonului.
3.Materiale și semifabricate
Față de condițiile de funcționare ale pistonului, aliajele de aluminiu sunt cele mai satisfăcătoare. Aceste aliaje,în comparație cu fonta, prezintă avantajul că au o conductivitate termică mai ridicată, densitatea mai mică, proprietăți antifricțiune superioare și uzinare mai ușoară. Totuși prezintă dezavantajul că rezistența mecanică este mai redusă, coeficientul de dilatare este mai ridicat și costul mai mare. Pistoanele din fontă au o aplicabilitate limitată la motoarele în doi timpi, unde prin acțiunea forțelor de inerție reduc efortul forțelor presiunii gazelor.
Aliajele de aluminiu pentru pistoane reprezintă o combinare judicioasă a elementelor de aliere principale (Si, Cu, Mg, Ni) cu elementele de aliere secundare (Fe, Ti, Mn, Zn), în vederea obținerii unui material care să satisfacă în cele mai bune condiții dezideratele impuse. Siliciul, magneziul și cuprul măresc rezistența la tracțiune a aliajului și reduc alungirea, iar nichelul mărește rezistența la temperatură. Fierul formează cu aluminiul cristale dure rezistente la uzură, iar titanul determină o cristalizare fină a aliajului. Manganul și zincul apar ca impurități.
După conținutul elementului de aliere de bază, aliajele de aluminiu pentru pistoane se împart în două grupe : aliaje pe bază de siliciu grupa Al-Si-Cu-Mg-Ni (silumin) și aliaje pe bază de cupru Al-Cu-Ni-Mg (aliaje Y). Dintre aliajele pe bază de siliciu pentru pistoane se utilizează aliajele eutectice și hipereutectice.
Aliajele pe bază de siliciu posedă coeficient de dilatare termică redus, care se micșorează pe măsura creșterii conținutului de siliciu. Aliajele hipereutectice corespund cel mai bine cerinței de a avea un coeficient de dilatare cât mai apropiat ce el al cilindrului. Datorită acestui fapt jocurile la rece pot fi mai mici, din care cauză uzurile, îndeosebi a canalelor și segmenților, vor fi mai reduse. Majoritatea constructorilor utilizează aliaje eutectice datorită dilatării reduse a acestora, pentru calitațile lor bune de frecare și uzură; totodată acestea sunt mai puțin sensibile la formarea fisurilor. Aliajele hipereutectice sunt mai dificile la turnare, iar pentru a reduce pericolul de fisurare la turnare se adaugă sodiul ca modificator; de asemenea acestea rezistă mai puțin la oboseală termică.
Aliaje pe bază de cupru au coeficientul de dilatare cel mai mare, din care cauză pistoanele se prevăd cu jocuri mărite, ceea ce favorizează intensificarea uzurilor grupului piston-segmenți-cilindru. De asemenea aceste aliaje se caracterizează printr-o fluiditate mică și tendința de a forma fisuri la cald. Datorită proprietaților mecanice ridicate, aliajele pe bază de cupru se utilizează pentru execuția pistoanelor la m.a.c. puternic solicitate termic.
În acest caz s-a folosit ATC Si10Cu3Mg având următoarele caracteristici ( STAS 7608 – 88 )
Compoziția chimică :
– tratamentul termic al aliajului
T1 – recoacere și recristalizare
T4 – călire cu îmbătrânire totală
Semifabricatele din aluminiu pentru pistoane se obțin din turnare în cochilă sau prin matrițare. Unele încercări se referă la obținerea semifabricatelor prin sinterizare. Semifabricatele turnate se obțin prin turnare prin cădere liberă sau la mașini pentru turnare sub presiune în cochilă, cu mai multe miezuri.
Turnarea în cochilă este procedeul cu cea mai mare aplicabilitate, deoarece se asigură o structură cu granulație fină și caracteristici mecanice ridicate. Precizia semifabricatelor este mai înaltă, calitatea suprafețelor este mai bună, ceea ce determină micșorarea adaosurilor pentru prelucrarea mecanică și creșterea coeficientului de utilizare a metalului; în acest caz se prevăd adaosuri de 0.8-1.2 mm pe o parte. Procedeul permite turnarea pistoanelor cu forma calotei complicată. Pentru micșorarea uzurilor la pistoanele puternic încărcate termic în calota pistonului se introduce la turnare o piesă inelară din fontă aliată, pentru a evita arderea muchiei superioare a camerei de ardere din piston.
Matrițarea pistoanelor din aliaje de aluminiu asigură rezistență mai mare și uniformă semifabricatelor față de cele turnate însă la un cost mai ridicat. Pentru matrițare se folosesc lingouri mici, turnate în lingotiere răcite cu apă, ceea ce asigură o structură fină și orientată. Acestea se debitează, se forjează pentru o formare prealabilă, după care se matrițează.
Obținerea pistoanelor prin sinterizare din pulberi metalice asigură un semifabricat de calitate, la care se aplică un număr minim de prelucrări mecanice. Se folosesc în acest scop aliaje hipereutectice cu conținut ridicat de siliciu.
4.Identificarea suprafețelor caracteristice
– suprafețele exterioare:
a) suprafața cilindrică 72 ( h= 57 mm)
Ra = 3,2 m.
b) suprafața conică max 72
min 72
h = 57 mm
Ra = 0,4 m.
c) două suprafețe conice ce conțin orificiile de raclare a uleiului :
max 72
min 71,5
h = 4,75 ±0,5 mm
unghiul de înclinare 15o
Ra = 3,2 m.
d) trei canale pentru segmenți 72
Ra = 1,6 m.
pe suprafața frontală Ra = 0,8 m..
♦ primul canal h2,25
♦ al doilea canal h2,25
♦ al treilea canal h4,2
Condiții tehnice:
1.Se admite ca neparalelismul suprafețelor frontale ale canelurilor I1 și Z1 fată de suprafața A, să fie de maxim 0,02 mm; măsurările se fac pe diametrul pistonului, în patru puncte diametral opuse.
2.Abaterea unghiulară a suprafețelor frontale a canelurilor I1 poate fi de maxim 0,03 mm, iar pentru canelurile Z1 de maxim 0,06 mm, măsurată pe o lungime de 30 mm. Măsurările se fac față de suprafața A în patru puncte opuse.
3.Verificarea neparalelismului și a devierii canelurilor I1 și Z1 se face la unul din cinci pistoane.
4.Excentricitatea suprafețelor notate cu A1 poate fi de maxim 0,08 mm.
5.Diferența măsurărilor în punctele B1 poate fi de maxim 0,5 mm.
e) patru suprafețe rezultate în urma degajărilor de material simetrice două câte două.
Ra = 3,2 m.
Raza de prelucrare R 19
Adâncimea maximă 19mm
Lungimea maximă 25mm.
f)suprafața frontală exterioară
Ra = 0,4 m.
raza suprafeței profilate R35
raza de prelucrare R = 21 mm.
adâncimea suprafeței profilate hmax = 18,4±0,1
– degajările pentru supape h = 8,3 , Ra = 1,6 m.
diametrul de prelucrare 72
muchiile ascuțite se teșesc după etalon.
Condiții tehnice:
1. Suprafața laterală a corpului pistonului trebuie să fie curată, fără rizuri, zgârieturi, ciocănituri sau alte defecte.
2.Nu se admit concavități pe mantaua pistonului.
3.Camera de ardere se verifică cu un șablon limitativ cu următoarele jocuri: pe profilul de la suprafața frontală și pe adâncimea scobiturilor pentru supape, până la 0,1 mm, iar pe restul profilului până la 0,15 mm.
4. În timpul teșirii muchiilor ascuțite ale scobiturilor pentru supape se admit praguri până la 0,3mm.
suprafețele interioare
a) suprafața frontală interioară
suprafața profilată R23
raza de trecere la suprafața plană R5
Condiții tehnice:
Pe suprafața frontală inferioară a pistonului, nu se admit urme de lovituri, adâncituri, rizuri etc.
b) suprafețe plane simetrice h = 57±0,5
l = 58
Ra = 12,5 m.
Condiții tehnice:
Devierea axei de simetrie a dimensiunii 25 dintre bosajele pistonului față de axa pistonului poate fi de maxim 0,25 mm.
c) suprafețe cilindrice interioare:
1. suprafața 72 – regiune canale segment inferior
Ra = 6,3 m..
2. suprafața 72
Ra = 3,2 m..
3. suprafața conică max72±0,5
unghiul de înclinare 630/
4. regiune canale segmenți superiori R68 – după secțiunea E-E
Ra = 12,5 m.
Raza în înălțime după R 35±0,5
R 8,5±0,3
– găuri
a) patru găuri pentru ungerea bolțului 6
Ra = 6,3 m.
Se teșesc inferior 3∙45
Ra = 3,2 m.
Se teșesc superior 0,5∙45..60
b) patru găuri pentru raclarea uleiului prelucrate în zona degajărilor de material
5 , Ra = 6,3 m.
c) șapte găuri pentru raclarea uleiului de sub segmenții superiori 3
unghiul de înclinare 45
d) nouă găuri pentru raclarea uleiului de sub segmenții inferiori 3
unghiul de înclinare 45
Condiții tehnice:
1.Toate orificiile pentru ulei din interiorul pistonului, se zencuesc la 90. Nu se admit bavuri.
e) alezajul pentru bolț 21
Ra = 0,8 m.
Condiții tehnice:
– Suprafața găurilor pentru bolțul pistonului trebuie să fie curată, netedă, să nu aibă rizuri, urme de prelucrare, zgârieturi, turtiri sau alte defecte. Se admit rizuri provenite de la ieșirea cuțitului.
– abaterea de la cilindricitate 0,001
– abaterea de la paralelism 0,02/100
– se admite devierea axei bolțului față de planul de simetrie până la 0,05 mm.
5. Stabilirea necesarului de operații de prelucrare a semifabricaului și elaborarea fișei film
O etapă importantă în proiectarea procesului tehmologic de prelucrare prin așchiere o reprezintă determinarea structurii procesului și a numărului de operații.
Numărul operațiilor (fazelor) tehnologice necesare executării pieselor este în strânsă legătură cu condițiile tehnico-funcționale prescrise acestora. Operațiile tehnologice se pot grupa în: operații de degroșare, operații de finisare și operații de netezire. În cadrul unui proces tehnologic se pot prevedea operații din categoria celor arătatemai înainte sau se poate renunța complet la prescrierea unuia sau chiar a tuturor categoriilor de operații tehnologice, suprafața piesei rămânând în starea rezultată din procesul de semifabricare.O corectă succesiune a operațiilor se stabilește atunci când se ține seama atât de condițiile tehnice, care asigură posibilitatea realizării lor, cât și din considerente economice, care asigură cheltuieli minime de fabricație.
Un proces tehnologic bine întocmit va trebui să respecte următoarea schemă de succesiune a operațiilor:
– prelucrarea suprafețelor care vor constitui baze tehnologice sau baze de măsurare pentru următoarele operații;
– prelucrarea de degroșare a suprafețelor principale ale piesei;
– finisarea acestor suprafețe principale care se pot realiza concomitent cu degroșarea;
– degroșarea și finisarea suprafețelor auxiliare;
– tratament termic (dacă este impus de condițiile tehnice);
– operații de netezire a suprafețelor principale;
-executarea operațiilor conexe procesului tehnologic (cântăriri, echilibrări etc.);
– controlul tehnic al calității; în unele situații pot fi prevăzute operații de control intermediar după operațiile de importanță majoră, pentru a evita în continuare folosirea unei piese care nu este corespunzătoare din punctul de vedere al calității.
FIȘA FILM
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Capitolul I. Elemente de dinamica autovehiculului 1.1. Modele similare de autovehicule,caracteristici constructive și de utilizare Pentru alegerea… [310768] (ID: 310768)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.