Proiect de licen ță [619380]
Proiect de licen ță
Sa se proiecteze un motor cu aprindere
prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
Tema special ă
Absolvent: [anonimizat]
2017
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
1Cuprins
1. Introducere ………………………………………………………. Error! Bookmark not defined.
1.1. Soluția constructiv ă…………………………………….. Error! Bookmark not defined.
1.2. Numărul de timpi………………………………………… Error! Bookmark not defined.
1.2.1. Varianta în 4 timpi………………………………… Error! Bookmark not defined.
1.2.2. Ciclul în doi timpi………………………………….. Error! Bookmark not defined.
1.3. Combustibil utilizat ……………………………………… Error! Bookmark not defined.
2. Calculul termic………………………………………………….. Error! Bookmark not defined.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
2
1. INTRODUCERE
Motorul cu ardere intern ă este ansamblul care transforma energia termic ă
obținută prin arderea combustibilului in energie mecanic ă. Presiunea rezultat ă în
urma arderii ac ționează asupra pistonului, acesta executând o mi șcare de transla ție
în interiorul cilindrului. Aceasta mi șcare este transformat ă la rândul ei in mi șcare de
rotație prin intermediul arborelui cotit.
1.1. Motor de referin ță
Motorul ales ca referin ță este un motor cu aprindere prin comprimare, de
putere mijlocie, ce echipeaza ultilajul agricol CASE IH Magnum CVX 380.
Caracteristicile motorului:
Putere: P=280 kW
Turație: n=2200 rot/min
Numărul de timpi: τ=4
Numărul de cilindri: i=4
Dispunearea cilindrilor: în linie
Raport de comprimare: ε=16
Cilindree: V=8.7l
Alezaj: D=117mm
Cursă: S=135mm
Raport curs ă/alezaj: ψ=1.16
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
3
Fig.1.1 Case IH Magnum CVX 380
Având ca referin ță acest motor, am ales sa proiectez un motor cu urmatoarele
caracteristici:
Putere: P=180 kW
Turație: n=2200 rot/min
Numărul de timpi: τ=4
Numărul de cilindri: i=4
Dispunearea cilindrilor: în linie
Raport de comprimare: ε=16
Cilindree: V=8.7l
Alezaj: D=117mm
Cursă: S=135mm
Raport curs ă/alezaj: ψ=1.16
1.2. Particularit ăți ale motorului
1.2.1. Solu ția constructiv ă
Formula func țional-constructiv ă cuprinde ansamblul solu țiilor de principiu care
conferă motorului o anumit ă individualitate.
Motorul proiectat face parte, dup ă puterea nominal ă și utilizare, din categoria
motoarelor u șoare care cuprinde motoare cu aprindere prin scânteie MAS și prin
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
4comprimare MAC, pentru autovehicule rutiere, ambarca țiuni mici, avioane, utiliz ări
industriale pe instala ții fixe și mobile de putere mic ă.
Pentru ca utilajele echipate cu astfel de motoare s ă aibă performan țe mai
ridicate, se cer îndeplinite câteva cerin țe mai importante cu privire la motor:
Compactitate ridicat ă;
Masă, gabarit și grad de for țare a motorului mare;
Tehnologicitate a solu ției constructive (simplitate constructiv ă, întreținere
ușoară);
Economicitate ridicat ă (randament efectiv indicat, consum specific de
combustibil);
Poluare chimic ă (prin noxele de gaz și de evacuare) și sonoră;
Calități bune în exploatare: pornire u șoară, durabilitate, siguran ță în
exploatare.
1.2.2. Num ărul de timpi
Motorul în 2 timpi:
Motorul în 2 timpi func ționează pe baza unui ciclu care se desfa șoară în
decursul unei singure rota ții a arborelui cotit. Ciclu motor are loc într-o singur ă rotație
a arborelui cotit, o frac țiune din cursa pistonului fiind suficient ă pentru baleiajul
cilindrului.
De-a lungul secolelor XIX–XX, motoarele în 2 timpi au avut o larg ă raspândire
în cadrul motocicletelor și a altor dispozitive mici cu motor. Un avantaj era desingul
simplu și raportul mare dintre putere și greutate.
Timpii acestor motoare sunt:
1 – admisa și compresia;
2 – aprinderea si evacuarea.
Admisia si compresia:
Primul timp const ă în admisia amestecului carburant și comprimarea lui în
cilindrul motorului. Considerând pistonul la PME, ferestrele de baleiaj(admisie) și
de evacuare sunt deschise. Aceasta permite gazelor arse s ă iasă în atmosfer ă,
iar amestecul carburant dup ă ce a fost comprimat de c ătre piston, în prealabil, în
carterul motorului, la presiunea de 1,3-1,5 bar, s ă treacă prin ferestrele de
admisie în cilindrul motorului.
Forma capului pistonului este astfel construit ă încât să dirijeze amestecul
carburant în sensul împingerii gazelor arse din cilindri în atmosfer ă, având astfel
loc simultan evacuarea și umplerea cilindrului. În timpul procesului de evacuare-
admisie se pierde o cantitate însemnat ă de gaze nearse în atmosfer ă, motoarele
în 2 timpi fiind cele mai poluante.
Din momentul în care fere strele de baleiaj(admisie) și fereastra de evacuare
s-au închis, pistonul p ărăsește PME și începe comprimarea propriu-zis ă a
amestecului carburant în cilindrul motorului.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
5
Aprinderea si evacuarea:
Pistonul deplasându-se de la PME c ătre PMI comprim ă amestecul carburant,
astfel temperatura din cilindru cre ște, iar volumul de aer și amestec carburant
devine tot mai mic, ceea ce face ca amestecul carburant s ă fie extrem de
inflamabil.
Mai înainte ca pistonul sa ajung ă în PMI, cu câteva zecimi, are loc scânteia
electrică provenit ă de la nivelul bujiei, format ă între electrodul central și electrodul
lateral al bujiei. Are loc aprinderea(explozia) amestecului carburant și lucrul
mecanic(detenta-destinderea), explozia care împinge pistonul spre PME.
Mai înainte ca pistonul sa ajung ă în PME se deschid ferestrele de evacuare și
gazele arse, având presiunea mai mare decât presiunea atmosferic ă încep să iasă
cu presiune în atmosfer ă, ceea ce permite amestecului proasp ăt să pătrundă în
cilindru și reîncepe un nou ciclu.
Fig.1.2 Motor în 2 timpi
Motorul în 4 timpi:
Motorul în 4 timpi este motorul cu ardere intern ă al cărui piston efectuez ă 4
curse simple pe un ciclu motor. Pistonul este închis la un cap ăt de așa zisa
chiuloasă, iar deplasarea pistonului este asigurat ă de un mecanism biel ă-manivel ă
între dou ă puncte de extrem și anume: punctul mort interior și punctul mort exterior.
Un ciclu motor se desfa șoară de-a lungul a dou ă rotații ale arborelui cotit și
cuprinde patru faze:
1 – admisia;
2 – compresia;
3 – destinderea;
4 – evacuarea.
Admisia:
În momentul deplas ării pistonului de la punctul mort interior la punctul mort
exterior, supapa de admisie este deschis ă si astfel se realizeaz ă încarcarea
cilindrului cu amestec proasp ăt. Astfel se realizeaz ă admisia.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
6 Compresia:
Prin deplasarea pistonului de la punctul mort exterior la pumnctul mort interior
se realizeaz ă comprimarea amestecului proasp ăt, ambele supape fiind închise. Pân ă
ca pistonul s ă ajungă în punctul mort interior, încarc ătura proaspat ă este aprins ă și
arde marind presiunea în cilindru. Procesul de compresie se încheie pe cursa de
întoarcere a pistonului de la mort interior la punctul mort exterior in a șa zisul punct de
presiune maxim ă datorat intr ării în reac ție a majorit ății combustibilului.
Destinderea:
Procesul de destindere începe din punctul de presiune maxim ă și se încheie
în momentul deschiderii supapei de evacuare.
Evacuarea:
La revenirea pistonului din punctul mort exterior în punctul mort interior,
supapa de evacuare se deschide iar gazele arse din cilindru sunt evacute.
Fig.1.3 Motor în 4 timpi
1.2.3. Combustibil utilizat
Motorul proiectat este un motor cu aprindere prin comprimare, în 4 timpi, care
folostește drept combustibil moto rina. Motorina este un combustibil petrolier alc ătuit
din hidrocarburi cu 12 pân ă la 20 de atomi de carbon în molecul ă, obținută din
distilarea primar ă a petrolului. Aceasta este mult mai sigur ă în expluatare, fa ță de
benzină, deoare în cazul unei fl ăcări deschise în apropiere aceasta nu se aprinde.
Motorina este un combustibil lichid care este folosit de obicei la alimentarea
motoarelor Disel.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
71.2.4. Raportul de comprimare
Prin creșterea raportului de comprimarea se poate realiza cre șterea
performan țelor dinamice și a randamentului indicat ale motorului.
Raportul de comrpimare ales este ɛ=16.
1.2.5. Raportul S/D
Raportul dintre cursa pitonului și alezaj influen țează semnificativ
performan țele motorului, tendin ța general ă fiind de reducere a acestui raport.
Un raport Ψ scăzut înseamn ă o cursă S și raza manivelei R reduse, ceea ce duce la
o viteză medie a pistonului wpm coborâtă (uzură scăzută, pierderi gazodinamice la
admisie și evacuări mai mici).
La motoarele Diesel acest raport se încadreaz ă în intervalul (1.…1.5). Astfel
raportul dintre cursa pistonului și alezaj ales este Ψ=1.16 .
1.2.6. Instala ții auxiliare
Instalația de racire:
Motoarele cu intala ții de răcire cu lichid au urm ătoarele avantaje fa ță de
motoarele r ăcite cu aer:
La pornire are loc înc ălzirea accelerat ă a motorului
Răcire uniform ă a motorului
Solicitări reduse ale pieselor
Puteri litrice ridicate (5-10%)
Temperatura optim ă de funcționare a motorului este de aproximativ 85-90 ș C.
Sistemul de r ăcire al motorului trebuie sa asigure atingerea într-un timp cât mai scurt
a temperaturii optime de func ționare și a menținerii acestei valori în timpul
funcționării.
Sistemul de r ăcire al motorului îndepline ște două funcții majore:
Transportul c ăldurii de la piesele ce sunt solicitate termic
Eliminarea c ăldurii în atmosfer ă
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
8Transportul c ăldurii se realizeaz ă prin intermediul lichidului de r ăcire, cu
ajutorul pompei de ap ă, conductelor și canalelor de curgere și a termostatului.
Disiparea c ăldurii este realizat ă de radiator, asistat de ventilatorul electric.
Fig.1.4 Sistemul de racire cu lichid
Componentele sistemului de r ăcire cu lichid a motorului:
1. radiator r ăcire motor;
2. pomp ă de apă;
3. ventilator;
4. termostat; 5. radiator înc ălzire habitaclu;
6. supap ă;
7. motor termic; 8. flux de aer.
La pornirea motorului pompa de ap ă (2) pune în mi șcare lichidul de r ăcire care
circula în circuitul format între blocul motor (7) și radiatorul de înc ălzire a habitaclului
(5). După ce motorul a atins temperatura nominal ă de funcționare (85 – 90 °C),
termostatul (4) se deschide și permite lichidului s ă treacă prin radiatorul (1) unde se
disipă căldura. Fluxul de aer (8) ce trece prin radiator poate fi natural, datorit ă
mișcării automobilului, sau for țat, cu ajutorul ventilatorului ac ționat electric (3).
Temperatura lichidului de r ăcire scade în radiator datorit ă schimbului de c ăldură cu
mediul. Dup ă răcire, lichidul este reintrodus în motor, cu ajutorul pompei de ap
ă.
Sistemul de distribu ție:
Sistemul de distribu ție este un asamblu care permite scimbul de gaze din
cilindru și asigură timpii motorului.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
9Motorul de referin ță este echipat cu un sistem de distrubu ție DOHC acesta
fiind alcatuit din urmatoarele componente:
1. camă
2. tachet
3. arcul supapei
4. tija supapei 5. galerie de evacuare
6. talerul supapei
7. cilindru/camer ă de ardere
Fig.1.5 Sistem de distribu ție DOHC
Instalația de ungere:
Instalația de ungere asigur ă ungerea optim ă necesar ă motorului, astfel
asigurându-se uzuri cât mai reduse și o funcționare corect ă a acestuia.
Fig.1.6 Circuitul și componentele sistemului de ungere al motorului
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
10
1-sorb ulei 2-popă ulei
3-orificiu ungere pomp ă vacuum
4-arbore de echilibrare 5-orificiu ungere lan ț de distrbu ție
6-injector ulei
7-orificiu alimentare întinz ător lanț distribuție
8,9-arbore cu came
10-turbocompresor 11-radiator ulei
12-filtru ulei
13-canal de curgere ulei în blocul motor
14-arbore de echilibrare
15-baie ulei
Instalația de alimentare:
Instalația de alimentare cuprinde ansamblul organelor necesare aliment ării
motorului cu amestec carburant format din benzin ă și aer în propor țiile și
cantitătile cerute de regimul de func ționare.
Motorul țintă este echipat cu un sistem de injec ție directă common rail. Acest
sistem este alcatuit din urm ătoarele componente:
1. pomp ă de înaltă presiune
2. ramp ă comună
3. injectoare
4. calculator de injec ție
Fig.1.7 Sistemul de injec ție directă common rail
Pompa de înalt ă presiune comprim ă carburantul și alimenteaz ă în mod
constant rampa comun ă, menținând astfel preiunea sistemului. Presiunea necesar ă
este disponibil ă chiar si la tura ții reduse ale motorului, deoarece producerea presiunii
nu este legat ă de turație. Majoritatea sistemelor common rail sunt echipate cu pompe
cu piston radial.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
11
Fig.1.8 Pomp ă de înaltă presiune
Injectorul unui sistem de injec ție commom rail este alc ătuit dintr-o duz ă, un
dispozitiv de ac ționare pentru injectoarele Piezo sau o supap ă electromagnetic ă
pentru injectoarele cu supap ă electromagnetic ă, precum si conexiuni hidraulice și
electrice pentru ac ționarea acului duzei. Pentru fiecare cilindru al motorului este
montat un injector, și conectat la rampa comun ă prin intermediul unei conducte de
înaltă presiune. Injectorul este controlat de unitatea de comand ă electronic ă. Aceasta
asigură deschiderea sau închiderea acului duzei de c ătre dispozitivul de ac ționare.
Fig.1.9 Injector
Unitatea de comand ă electronic ă controleaz ă numarul de injec ții, cantitatea de
combustibil injectat ă și durata fiecarei injec ții. În func ție de regimul de func ționare al
motorului și de modul de combustie calculatorul de injec ție decide num ărul de injec ții
pe ciclu. La tura ții și sarcini mici se efectueaz ă injecția cu cele mai multe secven țe,
iar la tura ții mari, datorit ă timpului scurt de efectuare al arderii, injec ția se efectueaz ă
într-o singur ă secvență.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
12
Fig.1.10 Calculator de injec ție
1.3. Injec ția divizat ă
1.3.1. Introducere
Modul de func ționare și caracteristicile sistemului de injec ție al unui motor au
un impact puternic asupra emisiilor de noxe. Prin optimizarea adecvat ă și printr-un
control precis al injec ției, emisiile poluante ale motorului cu ardere intern ă pot fi
reduse înc ă din faza de formare a acestora. Dezvoltarea sistemelor electronice de
control al motoarelor (ECU – Electronic Co ntrol Unit) a permis efectuarea unui control
foarte precis al presiunii de injec ție, a fazelor și a cantității de combustibil introduse în
cilindri.
În cazul în care se utilizeaza sisteme de injec ție mecanice, cu pompe de
injecție cu elemente în linie sau rotative, presiunea de injec ție depinde de tura ția
pompei și de modul de reglare al injectoarelor. În acelasi timp, cantitatea de
combustibil se injecteaz ă într-o singur ă etapă, pe fiecare ciclu de func ționare, acest
mod de injec ție având urm ătoarele dezavantaje:
creșterea rapid ă a presiunii în cilindru, ce are ca efect zgomot semnificativ al
combustiei;
creșterea rapid ă a temperaturii, cu efect asupra cre șterii emisiilor de NOx;
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
13 amestecarea incomplet ă a combustibilului cu aerul care poate conduce la
apariția unor zone de amestecuri bogate, în care se poate genera oxidul de
carbon(CO) și funinginea.
Injecția pilot este o solu ție tehnică care se aplic ă pe scară largă și care aduce
o îmbunătățire din mai multe puncte de vedere a motoarelor Diesel alimentate cu
sisteme de injec ție common rail. Acest mod de injectie reduce emisiile de NOx cât și
emisiile de CO și particule rezultate în urma arderii din cilindru, reduce vibra țiile
motorului și a solicit ărilor ce apar în urma arderii violente ce are loc în camera de
ardere, în acela și timp este redus considerabil și niveul de zgomot produs de
procesul de ardere din timpul func ționării.
Prin divizarea injec ției, cantitatea de combustibil este injectat ă în cilindru prin
injecții succesive și nu continuu. Masa total ă de combustibil, pe cursa pistonului, va fi
aceeași dar injectat ă succesiv.
De exemplu, în loc s ă injectăm 30 mg de combustibil printr-o singura injec ție,
se efectueaz ă trei injec ții succesive, a c ăror masă de combustibil însumat ă este tot
30 mg. (8+14+8 mg).
Fig1.11 Mod de divizare a injec ției
Pentru ca aceast ă strategie s ă poată fi aplicat ă, este necesar ca sistemul de
injecție să lucreze la presiuni foarte mari, de circa 1200 – 2000 bar, fiind necesar ca
injectoarele s ă fie destul de rapide pentru a avea capacitatea de a efectua injec țiile
succesive pe acela și ciclu. Raportându-ne la evolu ția actuală a sistemelor moderne
de injecție de combustibil ale motoarelor Diesel, acestea sunt capabile s ă efectueze
serii multiple de câte cinci injec ții pe durata unui ciclu motor. Cantitatea total ă de
combustibil care trebuie injectat ă este calculat ă în funcție de cantitatea de
combustibil injectat ă.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
14
Fig.1.12 Injec ția divizat ă la motoarele Diesel
În Fig.1.12. se poate observa diferen ța dintre cele dou ă tipuri de injec ție,
injecția clasică și injecția divizat ă.
Etapele injec ției divizate sunt urm ătoarele:
1. Injecția pre-pilot;
2. Injecția pilot;
3. Injecția principal ă;
4. Post injec ția;
5. Post injec ția târzie.
În Fig.1.12. sunt notate cu “A” si “B”, începutul și respectiv încheierea injec ției
divizate, iar cu “a” si “b” începutul și respectiv sfâr șitul injecției simple.
Injecția pre-pilot este efectuat ă cu avans între 120-90° fa ță de PMI, injectând o
cantitate mic ă de combustibil (cca. 1-5mm
3), lucru ce asigur ă un control asupra
reducerii zgomotului din momentul combustiei, asupra varia ției presiunii în cilindru,
favorizeaz ă pornirea la rece, și, nu în ultimul rând, cre ște valoarea cuplului motor.
Injecția pilot ajut ă ca viteza de cre ștere a presiunii în cilindru s ă fie controlat ă.
Astfel, este redus zgomotul de combustie precum și emisiile de NOx. Se poate spune
că utilizarea injec ției pilot are ca efect o ardere mai lin ă, progresiv ă a amestecului
aer-combustibil.
Injecția principal ă genereaz ă cuplul motor, acest ă secvență a injecției fiind cea
care produce presiunea medie efectiv ă în cilindru.
Post injec ția are ca efect continuarea procesului de ardere, pe o durat ă mai
mare de timp, pe cursa de destindere. Astfel, se p ăstrează o temperatur ă ridicată în
cilindri, care are ca efect continuarea arderii particulelor.
Post injec ția târzie este utilizat ă doar în modul de regenerare a filtrului de
particule și constă în continuarea combustiei în filtru, ce are ca efect arderea
particulelor stocate de acesta.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
151.3.2. Influen ța injecției divizate asupra performan țelor motorului
Formarea de NOx poate fi redus ă prin scăderea temperaturii de ardere sau
prin utilizarea unei cantit ăți mai mari de gaze arse recirculate (prin instala ția de
recirculare a gazelor de ardere – EGR). Îns ă, aplicarea acestor metode, are ca impact
creșterea emisiilor de particule, deoarece oxigenul este insuficient iar temperatura nu
permite arderea total ă a combustibilului.Reducerea simultan ă a emisiilor de NOx și a
particulelor, la un sistem de injec ție clasic, f ără divizare, devine un proces imposibil
de realizat.
Fig.1.13 Influen ța injecției devizate asupra unui motor Diesel
Num ărul de injec ții, cantitatea de combustibil injectat ă și durata fiec ărei injecții
este controlat ă de calculatorul de injec ție, acesta stabilind num ărul de injec ții pe
ciclu, astfel c ă la turații și sarcini mici se efectueaz ă injecția cu cele mai multe
secvențe, iar la tura ții mari, datorit ă timpului scurt de efectuare al arderii, injec ția se
efectueaz ă într-o singur ă secvență.
Fig.1.13 Controlul injec ției divizate în func ție de regimul functional al motorului
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
16
2. CALCULUL TERMIC ȘI DINAMIC
2.1. Calculul termic
Parametrii și dimensiunile fundamentale ale motorului au fost stabilite in capitolul
precedent. Se va prezenta in continuare modelul teoretic de calcul termic al
motorului.
2.1.1. Formule de calcul
Cilindreea motorului se determin ă cu relația:
2.1
(2.1.1)
Presiunea medie efectiv ă pentru regimul de func ționare:
2.2
Se estimeaz ă randamentul mecanic al motorului ηm=0.9, cu ajutorul c ăruia
putem calcula presiunea medie indicate:
2.3
Se alege o valoare convenabil ă pentru raportul
:
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
17Tabel 2.1
MAS Ψ=0.57…………..1.15
MAC Ψ=1….…………..1.35
MAC automob. Ψ=0.90…………..1.2
Se pot calcula dimensiunile fundamentale ale motorului:
2.4
2.5
Se determin ă apoi viteza medie a pistonlui:
2.6
Presiunea medie indicat ă a ciclului teoretic echivalent:
2.7
Factorii de rotunjire
au valorile:
Tabel 2.2 Datele ini țiale ale motorului
Putere 180 [kW]
Turație 2200 [rpm]
Nr. Cilindrii 4
Epsilon 16
Tip motor MAC
Presiune alimentare 0.2 [MPA]
Rezultate în urma calculului:
Tabel 2.3 Presiunii medii
Presiune medie indicat ă 2.11 [Mpa]
Presiunea medie indicat ă corectă 2.11 [Mpa]
Presiune medie efectiv ă 1.69 [Mpa]
Tabel 2.4 Dimensiuni fundamentale
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
18Cilindree 5.8 [l]
Alezaj 117 [mm]
Cursă 135 [mm]
Număr de coturi 4
Viteza medie a pistonului 9.8 [m/s]
2.1.2. Calculul proceselor de schimbare a gazelor și compresie
Admisia:
Presiunea la sfâr șitul admisiei se calculeaz ă cu următoarea rela ție:
2.8
Valoarea 0.93 din rela ția de mai sus a fost aleas ă din raportul
.
Evacuarea: Presiunea gazelor de evacuare se calculeaz ă cu următoarea rela ție:
2.9
Valoarea 0.80 din rela ția de mai sus a fost aleas ă din raportul
.
În continuare se adopt ă temperatura mediului ambiant
și
presiunea atmosferic ă
.
Determinarea temperaturii aerului dup ă suflantă:
2.10
Pentru stabilirea elementelor caracteristice ale diagramei indicate trebuie
precizate valorile urm ătorilor parametrii:
Tabel 2.5
Raportul de comprimare ( ɛ) 16
Exponentul politropic de comprimare (m c) 1.37
Exponentul politropic de destindere (m d) 1.24
Grad de destindere prealabil ă (ρ) 1.2
Temperatura gazelor la sfâr șitul admisiei (Ta) 375 [K]
Parametrii de stare la sfarsitul compresiei vor fi:
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
19
Presiunea:
2.11
Temperatura:
2.12
Raportul de cre ștere a presiunii pe durata arderii se poate determina cu
relația:
2.13
Presiunea maxim ă a ciclului teoretic:
2.14
Tabel 2.6 Rezultate in urma calculului
0.2 [MPa]
0.16 [MPa]
8.93 [MPa]
1046 [K]
2.10
18.76 [MPa]
2.1.3. Calculul arderii
În cilindrii motorului arde combustibilu l ce este determinat prin participa țiile
masice ale con ținutului s ău de carbon (c), hidrogen (h) și oxigen (o).
În cazul de fa ță, combustibilul specific motorulu i cu aprindere prin comprimare
este motorina și se caracterizeaz ă prin urm ătoarele compozi ții medii:
Tabel 2.7 Compozi ții medii
MOTORIN Ă
c[kgC/kg comb] h[kgH2/kg comb] o[kgO2/kg comb]
0.857 0.133 0.01
Cantitatea de aer minim necesar ă pentru arderea complet ă a unui kilogram de
combustibil se determin ă cu relația:
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
20
2.15
În funcție de compozi țiile prezentate anterior se ob țin următoarele valori
pentru
:
(kmol aer/kg combustibil)
Compozi ția gazelor de aredere depinde de coeficientul de dozaj al aerului, λ.
λ=1.5
În cazul motoarelor cu ardere prin comprimare, arderea decurge întotdeauna
cu exces de aer λ>1, iar compozi ția molară de ardere este precizat ă de relațiile:
2.16
2.17
2.18
2.19
Cantitatea ini țială de încărcătură proaspătă este:
2.20
Cantitatea final ă de gaze arse este:
2.21
Raportul dintre num ărul de moli de gaze arse și numărul de moli de amestec
inițial este definit de coeficientul de varia ție molară:
2.22
Numărul de kilomoli de gaze arse reziduale îl putem calcula cu ajutorul
ecuației de stare a gazelor perfecte:
2.23
Volumul camerei de ardere:
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
21
2.24
(temperatura gazelor arse reziduale)
(constanta universal ă a gazelor)
Num ărul de kmoli de înc ărcătură inițială se calculeaz ă cu relația:
2.25
Num ărul de kmoli de înc ărcătură proaspătă:
2.26
Coeficientul de gaze arse reziduale:
2.27
Coeficientul de umplere pentru motoarele supraalimentare:
2.28
Numărul de moli de gaze arse:
2.29
Coeficientul total de varia ție molară:
2.30
Rezultă valoarea temperaturii gazelor la sfâr șitul arderii:
2.31
Trasarea complet ă a diagramei indicate se poate efectua prin calculul volumul
cilindrului la sfâr șitul arderii:
2.32
Și prin parametrii de stare la sfâr șitul arderii:
2.33
2.34
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
22Tabel 2.8
0.0714
0.0665
0.0376
0.5889
0.745
0.746
1.025
2.923*10-6
0.096
0.096
1.127*10-4
0.026
0.963
1.155*10-4
1.044
2574
0.164
0.76
1382
2.1.4. Trasarea diagramei indicate
Pe baza calculului termic se construie ște diagrama indicat ă. Cu ajutorul
acesteia se determin ă indicii de perfec țiune ai ciclului (randament indicat, consum
specific indicat și presiune medie indicat ă), fiind folosit ă și la calculul solicit ărilor
mecanie și termice din organele mecanismului motor.
Cu ajutorul datelor ini țiale alese pentru calculul termic se vor putea determina:
Tabel 2.9 Randamente si consumuri
Csi 95.51
Randament indicat 0.59
Randament efectiv 0.47
Consum orar kg/h 32.66
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
23Tabel 2.10 Rezultate diagram ă indicata
pc 8.93 [Mpa]
Tc 1046 [K]
2.10
ρ 1.20
pz 18.76
Tz 2574
pd 0.76
Td 1382
Cu ajutorul acestor date se vor putea trasa urm ătoarele diagrame:
Diagrama p-V (presiune-volum) -figura 2.1
Diagrama p- α (presiune-grade de rota ție a arborelui cotit) -figura 2.2
Fig. 2.1 Diagrama p-V
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
24
Fig. 2.2 Diagrama p- α
2.2. Calculul dinamic
Calculul dinamic implic ă determinarea for țelor și momentelor existente în
mecanismul motor, acestea fiind necesare pentru verificarea solicit ărilor ce apar în
piesele componente ale acestuia, piese ce au fost dimensionate în prealabil.
Evaluarea acestor forte și momente se face prin analiza mecanismului motor.
Motorul studiat este un mo tor in 4 timpi, cu num ăr par de cilindrii. În cazul acestui
motor manivelele arborelui cotit se afl ă în fază două câte dou ă, grupele de manivele
aflate în faz ă fiind uniform repartizate în jurul axei de rota ție a arborelui cotit.
Fig. 2.3 Schema arborelui cotit și steaua manivelelor
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
25Deoarece motorul are patru cilindrii dispu și în linie, diferen ța unghiular ă dintre dou ă
aprinderi consecutive va fi de 180 grade de rota ție a arborelui cotit.
2.35
Arborele este cu plan central de simetrie, iar pe baza considerentelor teoretice
expuse se vor ob ține variante de ordini de aprindere, trierea acestora realizându-se
după criteriul de înc ărcare minima a lag ărelor palier, eliminându-se pentru început
variantele ce au un num ăr mare de aprinderi în cilindrii consecutivi, urm ărind totodat ă
respectarea distan ței unghiulare a aprinderilor.
În cazul motoarelor cu 4 cilindri în linie, ordinea de aprindere este:
1-2-4-3-1 → două aprinderi consecutive
1-3-4-2-1 → nici o aprindere în cilindrii consecutivi
Ordinea de aprindere în final este 1-3-4-2-1.
1 → 3 → 4 → 2 → 1
Fig. 2.4 Ordinea de aprindere
2.2.1. Mecanismul biel ă-manivel ă
Mecanismul biel ă-manivel ă este un mecanism cu ajutorul c ăruia mișcarea de
translație a pistonului este transformat ă în mișcare de rota ție a arborelui cotit. Acest
mecanism este compus din cupla de transla ție (format ă din piston și cămașă), cupla
cilindrică de rotație (format ă din piston și bolț) și cupla de rota ție (format ă din
manetonul arborelui cotit și capul cu capacul bielei). Manivela este definit ă de rotația
fusului maneton în jurul axei de rota ție a arborelui cotit.
Acest tip de mecanism se poate clasifica folosind urm ătoarele criterii:
11 După distanța dintre axa cilindrului și axa arborelui cotit:
Mecanism axat (atunci când distan ța este nul ă). Dacă există o distan ță
sau o deplasare, mecanismul devine dezaxat;
Mecanism dezaxat (atunci când exist ă o deplasare sau o dezaxare a
mecanismului). Dezaxarea poate fi pozitiv ă (în sensul de rota ție a
arborelui cotit) sau negativ ă (in sens opus rota ției arborelui cotit).
12 După distanța dintre axa cilindrului și axa arborelui cotit:
Mecanism motor normal (când biela este articulat ă direct pe fusul
maneton al arborelui cotit);
Mecanism cu biele secundare (când pe biela principal ă a unui
mecanism se articuleaz ă o bielă secundar ă numită și bieletă).
Pentru studiul cinematicii mecanismului biel ă-manivel ă se adopt ă ipotezele:
Piesele ce alc ătuiesc mecanismul sunt nedeformabile;
Motorul func ționează la regim stabilizat, cu tura ția n constant ă (viteza
unghiular ă este de asemenea constant ă).
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
26Fig. 2.5 Schema mecanismului normal axat
În Fig. 2.5 s-au folosit urm ătoarele nota ții:
A – Punctul de articula ție între piciorul bielei și piston, prin intermediul bol țului;
B – Punctul de articula ție între capul bielei și manetonul arborelui cotit;
R – Raza manivelei arborelui cotit; S – Cursa pistonului;
X – Deplasarea pistonului;
pmi – Punctul mort inferior;
pms – Punctul mort superior;
l – Lungimea bielei;
α – Unghiul de rota ție al arborelui cotit;
β – Unghiul de înclinare a bielei;
ω – Viteza unghiular ă a bielei.
2.2.2. Cinematica mecanismului biel ă-manivel ă
Cinematica mecanismului motor este influen țată de doi parametrii adimensionali:
Parametrul Λ. Valorile parametrului Λ determin ă lungimea bielei și prin aceasta și
înălțimea motorului.
2.36
unde R – raza de manivel ă
L – lungimea bielei
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
27
2.37
Parametrul h. Acest parametru poart ă si denumirea de coeficient de dezaxare
și este determinat cu ajutorul urm ătoarei rela ții:
2.38
unde H – dezaxarea
R – raza de manivel ă
H
(2
2.5) mm
h
(0.2
0.3) mm
Poziția mecanismului motor este precizat ă de unghiul α care reprezint ă
deplasarea unghiular ă a manivelei și care este m ăsurat față de direc ția axei
cilindrului.
Viteza unghiular ă a manivelei este:
2.39
unde n – tura ția în rpm (rota ții pe minut)
2.2.3. Cinematica pistonului
Pistonul execut ă o mișcare alternativ ă de transla ție pe direc ția axei cilindrului,
deplasarea f ăcându-se între punctele moarte(care reprezint ă cursa pistonului).
Deplasarea pistonului:
După rezolvarea rela țiilor geometrice ce definesc mecanismul biel ă-manivel ă
și luând în considerare dezaxarea nul ă, deplasarea pistonului se poate calcula cu
relația:
2.40
Conform rela ției de calcul (2.40) se poate trasa în func ție de datele motorului
graficul deplas ării pistonului:
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
28
Fig. 2.6 Deplasarea pistonului
Viteza pistonului:
Relația de calcul a vitezei pistonului se ob ține prin derivarea rela ției de
deplasare a pistonului:
2.41
În cazul mecanismului axat, pornind de la expresia aproximativ ă a deplas ării
pistonului se ob ține:
2.42
Cu ajutorul rela ției de calcul (2.42) a vitezei se poate realiza graficul varia ției
vitezei pistonului:
Fig. 2.7 Viteza pistonului
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
29Accelera ția pistonului:
Accelera ția pistonului se determin ă derivând în raport cu timpul expresia de
calcul pentru vitez ă a pistonului.
Astfel, rela ția aproximativ ă de calcul a accelera ției pistonului este:
2.43
Cu aceast ă relație (2.43) se pot determina graficele pentru accelera ția
pistonului:
Fig. 2.8 Accelera ția pistonului
2.2.4. Cinematica bielei
Deplasarea unghiular ă a bielei:
Deoarece biela execute o mi șcare plan-paralel ă, poziția ei este determinat ă
prin pozi ția punctului A(în acest punct este cunoscut ă deplasarea ca fiind deplasarea
pistonului) și unghiul β față de axa cilindrului.
2.44
Cu ajutorul rela ției (2.44) se pot trasa graficele de varia ție ale acestui unghi.
Viteza unghiular ă a bielei:
Viteza unghiular ă a bielei se ob ține derivând deplasarea unghiular ă în raport
cu timpul:
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
30
2.45
Pentru mecanismul axat viteza unghiular ă a bielei va fi:
2.46
Accelera ția unghiular ă a bielei:
Relația de calcul a accelera ției unghiulare a bielei este ob ținută prin derivarea
în raport cu timpul a vitezei acesteia:
2.47
Utilizând rela țiile anterioare, pentru mecanismul axat rezult ă următoarea
relație de calcul a accelera ției unghiulare:
2.48
2.2.5. Dinamica mecanismului motor
Mecanismul motor trebuie s ă preia for țele corespunz ătoare presiunii gazelor,
forțele de iner ție(determinate de piesele aflate în mi șcare), for țele de frecare și
momentele acestora. Fiecare pies ă component este supus ă unor for țe și momente
specific, acest lucru determinând cadrul ce define ște elementele necesare pentru
dimensionarea și calculul de rezisten ță al acestora.
Pentru dimensionarea pieselor se iau valorile maxime a momentelor și forțelor,
neglijând for țele de frecare(acestea sunt greu de evaluat).
2.2.6. For ța de presiune a gazelor
Asupra capului pistonului este exercitat ă forța de presiune a gazelor, for ță ce
este variabil ă pe parcursul unui ciclu. În partea inferioar ă a pistonului este exercitat ă
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
31presiunea gazelor din carter, presiune ce se consider ă constant ă și egală cu
valoarea presiunii atmosferice. Din acest motiv, suprafa ța de contact dintre gaze și
piston este egal ă cu suprafa ța cilindrului.
2.49
2.2.7. For țele de iner ție ale bielei
Mișcarea complex plan-paralel ă a bielei conduce la formarea unui sistem de
forțe care se modific ă în funcție de pozi ția acesteia. Din acest motiv stabilirea unei
legi matematice care s ă exprime aceast ă variație a forțelor este dificil de realizat. Pe
de altă parte, valorile maxime ale for țelor de întindere și comprimare se ating atunci
când biela se afl ă în pozițiile celor dou ă puncte moarte (când biela se afl ă în poziție
verticală).
Pentru simplificarea calculului se adopt ă ipoteza conform c ăreia biela este
divizată în două mase concentrate, una care particip ă la mișcarea de transla ție
împreună cu grupul piston, și una care particip ă la mișcarea de rota ție odată cu
manetonul arborelui cotit.
Formula de calcul pentru cele dou ă mase este:
2.50
Unde masa bielei în transla ție reiese din rela ția:
2.51
Iar masa bielei în rota ție este:
2.52
2.2.8. For țele în mi șcarea de rota ție
Masele care se afl ă în mișcarea de rota ție sunt:
Cotul compus din din bra ț (m br),maneton (m M) și masa contragreut ăților(m cg)
cu centrele de greutate situate la distan țele d br,dM și dcg.
Partea din biel ă care particip ă la mișcarea de rota ție (m A) aflată pe maneton la
distanța R fată de centrul de rota ție.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
32Forțele în mi șcarea de rota ție sunt calculate cu ajutorul rela ției:
2.53
În relația (2.53) m r reprezint ă masa pieselor în rota ție redusă la axa fusului
maneton. Aceasta se calculeaz ă cu relația:
2.54
2.2.9. For țele în mi șcarea de transla ție
La mișcarea de transla ție particip ă pistonul, segmen ții, bolțul, masa bielei
concentrat ă în piciorul s ău, iar la anumite motoare și masa capului de cruce.
For ța de iner ție a pieselor aflate în mi șcarea de transla ție se compune dintr-o
sumă de func ții trigonometrice a c ăror rezultant ă se află pe direc ția de deplasare a
pistonului. Aceste componente poart ă denumirea de armonici, iar forma numeric ă a
acestora este:
2.55
Unde m tr este masa pieselor aflate în mi șcarea de transla ție și are urm ătoarea
formă:
2.56
Masa grupului piston este reprezentat ă de către termenul m gp:
2.57
Unde m p – masa pistonului
m s – masa segmen ților
m b – masa bol țului
2.2.10. For țele din mecanismul motor
Forțele care ac ționează asupra unei piese se pieselor se transmit pieselor de
legătură, fiind echilibrate în final de reac țiunile din reazeme și descărcate în funda ție
sau în șasiu și roți la autovehicule.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
33Asupra pistonului ac ționează o rezultant ă compus ă din forța de presiune și
forța de iner ție a maselor aflate în mi șcarea de transla ție:
2.58
Această rezultant ă este paralel ă cu direc ția de deplasare a pistonului și se va
descompune pe dou ă direcții, una pe direc ția bielei și una perpendicular ă pe direc ția
de deplasare a pistonului. Prima component ă va solicita biela, iar cealalt ă va
determina ap ăsarea pistonului pe c ămașa cilindrului, provocând oscila ția acestuia și
apariția unei for țe de frecare între piston și cilindru.
2.59
2.60
2.61
2.62
Forța de apăsare N a pistonului asupra cilindrului depinde în mod direct de
înclinarea dintre piston si biel ă, înclinare dat ă de parametrul Λ.
Fig. 2.9 For țele din mecanismul motor
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
342.2.11. Momentul motor
Acesta este momentul de antrenare al arborelui cotit, creat de for țele
provenite din presiunea gazelor si for țele de iner ție.
2.63
În ecuația (2.67) se afl ă forța tangen țială T și raza de manivel ă R.
Componentele for ței sunt date de c ătre următoarele ecua ții:
2.64
2.65
Forța B, cea care apas ă biela, se poate descompune la capul acesteia in dou ă
componente, una fiind paralel ă cu direc ția manetonului (2.66), iar cealalt ă
perpendicular ă pe aceast ă direcție. Componenta pe direc ția manetonului va genera
apăsarea și încovoierea pe aceasta, iar componenta perpendicular ă pe maneton
(2.67) este cea care va genera momentul motor.
Pentru motoarele policilindrice momentul motor rezultant se ob ține prin
însumarea momentelor pe fiecare cilindru în parte.
2.2.12. Diagrama polara a fusului maneton
Fusul maneton este solicitat de for ța T (2.67), for ța Z (2.66) și forța de iner ție
în rotație F A a masei m A (masa bielei in rota ție).
Astfel, for ța rezultant ă care acționează asupra fusului maneton:
2.66
2.67
Pentru a determina grafic for ța rezultant ă (2.68) se vor însuma vectorial toate
forțele prezentate într-un sistem de axe Z-T ce se rote ște împreun ă cu arborele cotit
cu ajutorul urm ătoarei ecua ții:
2.68
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
35Prin intermediul datelor prezentate se va realiza diagrama polar ă a fusului
maneton:
Fig. 2.10 Diagrama polar ă a fusului maneton
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
36
3. CALCULUL ȘI DIMENSIONARE PENTRU ECHIPAJUL MOBIL
3.1. Proiectare piston
3.1.1. Rol func țional
Pistonul, în cadrul mecanismului motor, este piesa care executa mi șcarea de
translație alternativ ă. Împreun ă cu el au aceea și mișcare și: segmen ții, bolțul, bucșa
bolțului (dac ă există) și o parte din biel ă. Mișcarea de transla ție este impus ă de forța
de presiune a gazelor (în timpul motor) și de masele iner țiale aflate în mi șcare de
translație sau rota ție (în ceilal ți timpi).
Rolul pistonului este:
realizeaz ă variația de volum în interiorul cilindrului
asigur ă evoluția fluidului motor în cilindru (admisia și evacuarea gazelor)
ghideaz ă mișcarea bielei transmi țând în acela și timp for țele de presiune ale
gazelor
asigur ă etanșeitatea cilindrului, împiedicând sc ăpările de gaze și pătrunderea
uleiului în exces
contribuie la evacuarea c ăldurii rezultate în timpul arderii
Părțile componente ale unui piston sunt:
1. Capul pistonului
2. Regiunea port-segmen ți
3. Mantaua pistonului
4. Umerii pistonului/Loca șul bolțului
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
37
Fig. 3.1 Componen ța pistonului
Capul pistonului este cea mai solicitat ă zona din punct de vedere termic
deoarece vine în contact cu gazele de ardere și în acela și timp preia for țele de
presiune. În func ție de tipul motorului cu ardere intern ă (benzină sau motorin ă) capul
pistonului are diferite forme: plat, bombat sau s ă conțină o parte din camera de
ardere.
Regiunea port-segmen ți conține trei canale în care sunt monta ți segmen ții.
Primul segment, cel mai apropiat de capul pistonului, se nume ște segmentul de
compresie/foc, al doilea se nume ște segment de etan șare iar al treilea segment de
ungere. Leg ătura pistonului de biel ă se realizeaz ă cu ajutorul bol țului montat în
umerii pistonului numi ți și locașurile bolțului.
Mantaua pistonului are în general o form ă cilindrică fiind executat ă evazat
pentru a asigura sc ăderea jocului sper muchia inferioar ă. Evazarea se poate ob ține
și prin retragerea umerilor la turnare sau prin prelucrare. Limitarea masei pistonului
se poate ob ține și prin îndep ărtarea zonelor inactive din manta .
Umerii pistonului/Loca șul bolțului aceștia au, în general, form ă tubulară.
Poziția lor în raport cu capul pistonului se stabile ște în func ție de înc ărcarea lui
termică. Trebuie s ă aibă o mare rigiditate, care s ă limiteze deformarea lor și a
celorlalte componente ale pistonului. La MAC, pentru a diminua concentrarea
tensiunilor în zona dinspre capul pistonului a muchiei interioare a orificiului din um ăr,
aceasta se rotunje ște, dar sc ăderea lungimii de sprijin a bol țului nu trebuie s ă fie
mare.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
383.1.2. Materiale pentru piston
Materialul utilizat ini țial a fost fonta, având ca avantaj principal o prelucrare
ușoară, dar datorit ă necesita ții unui material cu densitate mai mic ă s-a folosit
aluminiul. Ca tehnologie de fabricare, semifabricatul se poate turna sau matri ța, după
care se realizeaz ă operații de prelucrare și tratare termic ă. În cazul anumitor motoare
puternic înc ărcate exist ă posibilitatea introducerii unui cap de piston de o țel pe un
corp de aluminiu.
Aliajele de aluminiu se caracterizeaz ă printr-o densitate mult mai mica decât
cea a fontei sau o țelului, fapt ce duce la realizarea unor pistoane mai u șoare.
Acestea au ca element principal de aliere siliciul si sunt numite siluminii.
După conținutul elementului de aliere de baz ă, aliajele de aluminiu pentru
pistoane se împart în dou ă grupe: aliaje pe baz ă de siliciu (Al-Si-Mg-Ni- silumin) și
aliaje pe baz ă de cupru (Al-Cu-Ni-Mg- aliaje y). Dintre aliajele pe baz ă de siliciu,
pentru pistoane se utilizeaz ă cele eutectice și hipereutectice. Principalele
caracteristici ale aliajelor de aluminiu pentru pistoane sunt date în tabelul 3.2.1.
Tabel 3.1
Grupa Aliaje entectice Aliaje hiperentectice Aliaje y
Mãrci echivalente ATC Si12CuMgNi
KS 1275
MAHLE 124
NURAL 3210 ATCSi18CuMgNi
Ks281,1
MAHLE 138
NURAL 1761 KS 282
MAHLE 244 ATCCu4Ni2Mg2
KsK
MAHLE y
El.aliere de bazã
[%] 11,0…13,5Si 16…19Si 23…26Cu 3,5…4,5Cu
Alte elemente de
aliere [%] 0,18…1,5Cu;
0,8…1,3Ni;
0,8…1,3Mg;
0,2Mn;
0,7Fe;
0,2Ti;
0,22 altele 1,7…2,3Ni;
1,2…1,8Mg;
0,2Mn;
0,7Fe;
0,1…0,2Ti;
0,22 altele
Densitatea kg/dm3 2,68…2,70 2,67…2,68 2,65 2,80…2,82
Conductivitatea
termicã [W/mK] 138…155 125…147 117…134 138…160
Dilatarea termicã
[1/k] 20,5…21,5 18,5…19,5 17…18 23…24
E [daN/mm2] 7500 8000 8600 7600
[HB] la 293°K
423°K
523°K 90…120
70…90
30…40 90…125
70…90
35…45 90…125
75…90
35…45 90…125
75…90
35…45
Starea TC M TC M TC TC M
Rezistența de
rupere la tracțiune
[daN/cm2] la :293°K
:423°K :523°K
20…25
18…23 10…15
30…37
17…30 11…17
18…22
17…20 10…14
23…30
20…24 11…17
18…22
17…20 10…14
23…28
22…26 16…20
35…42
30…37 15…26
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
39Alungirea relativã
A5 min [%]
0,3…0,3
1….3
0,2…0,7
0,5…1,5
0,1…0,3
0,3…10
5…12
Rezistența de
rupere la obosealã
[daN/mm2] la
293°K
573°K
8…12
5
11…14
9,5
8…11
5
9…12
9
7…10
2
8…12
4,5
12
10
Aliajele pe baz ă de cupru au coeficientul de dilatare cel mai mare, din aceast ă
cauză pistoanele se prev ăd cu jocuri m ărite, ceea ce favorizeaz ă intensificarea
uzurilor grupului piston-segmen ți-cilindru. Datorit ă proprietăților mecanice ridicate,
aliajele pe baz ă de cupru se utilizeaz ă pentru execu ția pistoanelor pentru motoarele
cu aprindere prin compresie.
Pistoanele din font ă se întâlnesc mai rar în construc ția motoarelor de
automobile. Ele au pere ți mai sub țiri și masă apropiat ă de cea a pistoanelor din aliaje
de aluminiu. Se fabric ă prin turnare în nisip. Cele din aliaje de aluminiu se ob țin prin
turnare în cochile sau prin matri țare.
Constructorii de pistoane și-au intensificat cercet ările în direc ția găsirii unor noi
materiale pentru pistoane, cu calit ăți tehnico-economice superioare. Astfel, ei
studiază în prezent posibilit ățile de fabricare a pistoanelor din pulberi sinterizate.
Pentru sporirea durabilit ății pistoanelor, suprafa ța exterioar ă se acoper ă cu
straturi protectoare, care au calitatea de a m ări aderen ța uleiului la metal și de a
îmbunătății calitățile antifric țiune. În acest sens pistonul se acoper ă cu un strat de
5…30 [mm] de staniu, plumb, grafit, sau oxizi de aluminiu.
Creș
terea con ținutului de siliciu reduce coeficientul de dilatare și
îmbunătățește propriet ățile mecanice și anticorozive ale materialului.
Materialele utilizate în construc ția pistoanelor trebuie s ă îndeplineasc ă mai
multe cerin țe:
1. Rezisten ță mecanic ă înaltă, ce trebuie s ă se păstreze la temperatura de
funcționare
2. Densitate sc ăzută, pentru a nu dezvolta for țe de iner ție mari
3. Duritate ridicat ă si propriet ăți bune antifric țiune
4. Coeficient de dilatare sc ăzut, ce permite adoptarea unor jocuri de montaj mici
5. Conductivitate termic ă ridicată, pentru a asigura evacuarea c ăldurii
6. Cost redus si prelucrare u șoară
3.1.3. Dimensionarea Pistonului
Dimensiunile alese au rezultat în urma m ăsurării efective a tuturor
dimensiunilor pistonului cu nota țiile din figura urm ătoare:
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
40
Fig. 3.2 Sec țiune piston
D- Diametru pistonului
L-Lungimea pistonului
Hc- Înălțimea de compresie
Lm-Lungimea mantalei pistonului
δ -Grosimea capului pistonului
H-Înălțimea canalului de segment
H1-Înălțimea de la primul segment
H2-Grosimea flancului
Gm-Grosimea mantalei
du-Diametrul exterior al umerilor bol țului
Di-Diametrul interior al capului pistonului
d-Diametru interior al umerilor bol țului
B-Lungimea umerilor
A-Adâncimea port-segmen ți
a-Adâncimea camerei de ardere
Valori alese pentru dimensionarea pistonului:
Tabel 3.2
D 117 [mm]
L 109 [mm]
Hc 70 [mm]
Lm 66 [mm]
δ 1.17 [mm]
H 3 [mm]
H1 18 [mm]
H2 8 [mm]
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
41Gm 4 [mm]
Du 56 [mm]
Di 109 [mm]
d 11 [mm]
Ø găurilor de ungere 2 [mm]
Număr găuri de ungere 8
Aev 0 [mm]
a 10 [mm]
B 6 [mm]
A 4 [mm]
3.1.4. Calculul pistonului
Verificarea capului pistonului:
Acesta se verific ă la solicit ări mecanice și termice, asimilând-ul cu o plac ă
incastrat ă pe contur având grosimea constant ă δ și diametrul Di al suprafe ței
interioare a regiunii port-segmen ți.
Eforturile mecanice vor fi generate de presiunea maxim ă a gazelor din cilindru,
care se consider ă uniform distribuit ă. Eforturile mecanice radiale și tangențiale se
determin ă cu următoarele rela ții :
Pentru zona de margine :
3.1
3.2
Pentru zona central ă:
3.3
Unde, termenul μ reprezint ă coeficientul lui Poisson.
Pentru solicit ările termice se face ipoteza c ă nu există variație axială a
temperaturii, ci numai radial ă (nu variaz ă cu grosimea capului pistonului). De aceea
nu există decât tensiuni radiale și tangențiale pe suprafa ța acestuia ce sunt generate
de diferen ța de temperatur ă dintre centrul pistonului și marginea acestuia.
3.4
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
42
3.5
În relațiile 3.4 și 3.5 s-a notat cu r raza curent ă la care se face calculul și
pentru care efortul radial din margine care ar trebui s ă fie nul. Astfel, rezultatele nu
sunt in conformitate cu datele experimentale, iar calculul se va face astfel :
3.6
3.7
3.8
3.9
3.10
3.11
3.12
Cu ajutorul acestor ecua ții se prezint ă rezultatele finale ale verific ării capului
pistonului:
Tabel 3.3
Tip Pozi ție Mecanic Termic Suma Coeficien ți de siguran ță
Radial centru 213.15 ‐66.30 146.85 2.52
margine 320.53 ‐32.70 287.83 1.29
Tangențial centru 213.15 ‐66.30 146.85 2.52
margine 105.77 34.50 140.27 2.64
Verificarea regiunii port‐segmenți
Această zonă se verific ă pentru c ă reprezint ă zona slăbită din cauza g ăurilor
de ungere. Aceast ă arie slăbită se obține din sc ăderea suprafe ței găurilor de
ungere,astfel:
3.13
Această regiune se va verifica la comprimare, pentru for ța maxim ă obținută la PMI in
cursa de ardere și la întindere la începutul admisiei .
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
43
3.14
3.15
În urma acestor verific ări se obțin următoarele rezultate pentru regiunea port-
segmenți:
Tabel 3.4
Ω 656.30 Eforturi
Fc 307 N 1.20 Mpa
Fi 13 N 28.75 Mpa
Verificarea umerilor și mantalei
Umerii pistonului se verific ă la forfecare în regiunea de îmbinare cu pistonul,
cu ajutorul rela ției următoare:
3.16
Tabel 3.5
Umerii pistonului
τ 86,26 MPa
Coef. Sig 1.13
Pentru manta se verific ă presiunea maxim ă care va fi exercitat ă de aceasta pe
cilindru prin intermediul rela ției:
3.17
Tabel 3.6
Mantaua
pmax 1.23 MPa
Coef. Sig 1.22
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
44Cu ajutorul tuturor acestor date se poate proiecta pistonul ,proiectare realizat ă
cu ajutorul programul CATIA v5.
Fig. 3.3 Piston 3D
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
453.2. Proiectare Bol ț
3.2.1. Condi ții funcționale
Bolțul sau axul pistonului are rolul de a articula pistonul cu biela. Bol țul are
formă cilindrică, tubulară și este montat în orificii din umerii pistonului și din piciorul
bielei; pentru a face posibil ă mișcarea de oscila ție a bielei, se asigur ă funcționarea
bolțului cu joc în toate loca șurile (bol ț flotant), numai în umeri sau numai în picior.
Bolțul particip ă la mișcarea de transla ție a pistonului, sporind for ța de iner ție a
acestuia. Când are joc în umerii pistonului, bol țul execut ă în plus o mi șcare
alternativ ă de rota ție, fiind antrenat de biel ă daca este fix în piciorul acesteia,
respectiv de for țele de frecare cu umerii și piciorul, daca este flotant.
Bolțul este încarcat de for ța de presiune a gazelor din cilindru și de forța de
inerție a pistonului cu segmen ții, pe care le transmite bielei. Sub ac țiunea acestor
forțe, bolțul este solicitat la incovoiere și forfecare în sec țiunile transversale și la
ovalizare în sec țiunea longitudinal ă, forțele preluate produc deforma ția de încovoiere
în lungul axei bol țului și ovalizarea lui perpendicular pe ax ă. În cazul unei rezisten țe
insuficiente, solicitarea la încovoiere provoac ă ruperea transversal a bol țului.
Deforma ția de încovoiere determin ă o distribu ție neuniform ă a presiunii dintre bol ț și
locașurile lui, de-a lungul îmbinarii și poate duce la ruperea umerilor pistonului, la
racordarea A-A cu mantaua. Datorit ă ovalizării, bolțul se poate fisura dup ă un plan
longitudinal, antrenând, eventual, și ruperea piciorului bielei.
Deoarece for țele preluate sunt periodic variabile, bol țul este solicitat la
oboseală. Creșterea rapid ă a presiunii gazelor în timpul arderii determin ă solicitarea
bolțului prin șoc.
Condițiile severe de func ționare a bol țului sunt îngreunate datorit ă
următoarelor cauze: temperatura zonelor de sprijin în umerii pisonului este ridicat ă (
120…150
C); mișcarea de rota ție a bolțului este oscilat ă și lentăș în jocurile din
locașurile bolțului, aportul de ulei este discontinuu. În consecin ța, între bol ț și locașuri
se realizeaz ă frecarea semifluid ă, care provoac ă o mărire suplimentar ă a
temperaturii și afecteaz ă pelicula de ulei existent ă. Ca efect, bol țul este supus unei
importante uz ări, care se intensific ă datorită solicitării prin șoc. Creșterea rezultant ă a
jocurilor spore ște consecin țele procesului de uzare; uleiul este expulzat, sc ăzând
capacitatea de amortizare a șocurilor, uzura progreseaz ă, poate interveni în timp un
zomot metalic caracteristic.
În condițiile specifice de lucru se impune ca bol țul să satisfac ă următoarele
cerințe: masă redusă, pentru a limita for ța de iner ție; rezisten ța înaltă la solicit ări
variabile și prin șoc; rigiditate suficient ă; rezisten ță mare la uzur ă. Astfel de propriet ăți
se asigur ă prin alegerea judicioas ă a materialului, construc ției și prin tehnologiei de
fabricație.Creșterea rezisten ței la oboseal ă se obține prin finisarea înalt ă a suprafe ței
exterioare ( lustruire, lepuire), cu o rugozitate de 0,1…0,2 (
m) , și printr-o calitate
ridicată a suprafe ței interioare 3,2…6,3 (
m) , care nu trebuie s ă aibă rizuri, lovituri
sau alte defecte. Execu ția îngrijit ă contribuie și la coborârea nivelului termic al
bolțului; în acela și sens ac ționează reducerea presiunilor maxime în loca șuri.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
463.2.2. Materiale pentru bol ț
În construc ția bolțului se folosesc o țeluri de cementare, care satisfac cel mai
bine condi țiile funcționale. Semifabricatele care sunt fie bare tubulare, fie care
laminate sau forjate din șarje speciale.
Pentru bol țuri cu solicitare medie se utilizeaz ă oțel carbon sau o țel slab aliat
cu crom (15Cr08 STAS 791-80), având con ținutul redus de carbon. Prin cementare
pe întreaga lungime și adâncimea de 0,5… 1,5 (mm), urmat ă de călire, duritatea
suprafeței de lucru ajunge la 58… 65 (HCR); în miez, duritatea se limiteaz ă la 35…
44 (HCR). În final se execut ă tratamentul de revenire, pentru stabilizarea structurii.
La bolțuri cu dimensiuni mici, se folosesc, uneori, o țeluri cu C=0,45… 0,55%, de
exemplu OLC 45 STAS 880-80, la care se aplic ă numai c ălire prin induc ție cu curen ți
de înaltă frecvență (CIF), mai ieftin ă decât cementarea, pe adâncimea de 1,0… 1,5
(mm); procedeul nu este recomandat pentru bol țuri cu orificiu profilat, capetele cu
grosime radial ă mică ale acestora devenind prea fragile.
Bol țurile greu solicitate se construiesc din o țeluri aliate. Dup ă cementare,
călire și revenire, duritatea suprafe ței este comparabil ă cu cea indicat ă mai sus, dar
rezistența la rupere este mai mare.
S-a constatat experimental c ă rezisten ța la oboseal ă crește cu 15… 20 %,
dacă cementarea se aplic ă și suprafe ței interioare, și cu 35… 45 %, când ambele
suprafețe sunt nitrurate. Rezultate au fost ob ținute în condi țiile rodării suprafe ței
exterioare și necesit ă respectarea unei anumite propor ții între zonele durificate și
miez: adâncimea primelor nu trebuie s ă depășească 1/3 din grosimea peretelui
bolțului, când aceast ă grosime este mai mare de 3 mm.
Se mai fabric ă și bolțuri și din oțeluri aliate de îmbun ătățire care pot atinge
rezistență la oboseal ă și duritate superficial ă mare, dar sunt mai scumpe și se
prelucreaz ă mai greu.
Pentru bol țul proiectat am ales un o țel aliat marca 13CrNi30.
Tabel 3.7
Compozi ția chimic ă [%] Rezisten ța la
rupere prin
tracțiune
[N/
] Marca
C
Mn S/P
max Alte
elemente
Oțeluri carbon de calitate (STAS 880-80)
OLC15 0,12… 0,18 750… 900
OLC 20 0,17… 0,24 0,35…
0,65
.
500… 600
Oțeluri aliate ( STAS 791-80)
15Cr08 0,12… 0,18 0,4… 0,7 0,7… 1,0 Cr 800… 1050
18MnCr10 0,15… 0,22 0,9… 1,2 0,9… 1,2 Cr 900… 1200
13CrNi30 0,09… 0,16 0,3… 0,6 0,6… 1,9 Cr
2,75… 3,15
Ni 1000… 1350
20MoNi35 0,18… 0,23 0,4… 0,7
0,2… 0,3
Mo
3,23… 3,75
Ni 1200… 1550
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
473.2.3. Construc ția și montajul bol țului
Construc ția bolțului, cu orificiu coaxial cu suprafa ța exterioar ă, îi asigur ă o
masă redusă. Cea mai simpl ă fabricație se obține când orificiul bol țului este cilindric.
Grosimea peretelui depinde de rapiditatea motorului și de nivelul presiunii maxime a
gazelor din cilindru. La motoarele cu tura ție mare se utilizeaz ă bolțul cu perete
subțire 2…5 (mm), pentru a-i limita masa, iar la motoarele greu solicitate – bol țul cu
perete gros 8…13 (mm), prin care se satisface condi ția de rezisten ță și de rigiditate.
Pentru m ărirea rigidit ății bolțului și micșorarea masei lui, se recurge adesea la
profilarea orificiului. Astfel, bol țul ia forma unui solid egal ă cu rezisten ța, acuzând
deformări minime, dar prelucrarea lui este mai dificil ă. Ameliorarea acestui
dezavantaj se ob ține executând orificiul cilindric evazat la capete sau în trepte, ceea
ce mărește rigiditatea în partea din mijlocul bol țului, unde se produc deform ările
maxime și sporește rezisten ța la forfecare. Când bol țul este fix în biel ă și are peretele
îngroșat în zona central ă, la exterior se poate prelucra o degajare pentru montarea
șurubului de fixare.
La motoarele for țate (de exemplu la MAC înalt-supraalimentate), cu înc ărcări
care pot implica dimensiuni inacceptabil de mari ale bol țului, se poate recurge la
profilarea suprafe ței lui exterioare corespunz ător fibrei medii deformate.
Îmbinarea bol țului cu piciorul bielei și pistonul se poate realiza dup ă una din
soluțiile:
– bolț fix în piston și liber în piciorul bielei (Fig. 3.4; a)
– bolț fix în piciorul bielei și liber în piston (Fig. 3.4; b)
– bolț flotant (Fig. 3.4; c, d)
Fig. 3.4 Forme constructive ale bol țului
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
483.2.4. Ungerea bol țului
În general, se realizeaz ă ungerea liber ă a bolțului, prin p ătrunderea ce ții de
ulei sub capul pistonului printre piciorul bielei și umerii pistonului și pătrunderea
uleiului în spa țiile create de jocuri. Accesul uleiului se intensific ă prevăzând cu orificii
locașurile în care bol țul are joc. Ungerea este favorizat ă de schimbarea sensului
rezultantei F transmise de piston: uleiul este pompat pe circumferin ța bolțului,
datorită variației periodice a pozi ției acestuia fa ță de locașuri.
Când bol țul este puternic solicitat, ungerea liber ă nu dă satisfac ție și se
recurge la ungerea sub presiune: de obicei, uleiul este vehiculat printr-un canal din
lungul corpului bielei, de la capul acesteia la picior. Dac ă bolțul este flotant, el poate
avea orificii care transmit uleiul sub presiune și la umeri, îns ă îi slăbesc sec țiunea.
3.2.5. Calculul bol țului
Stabilirea dimensiunilor
Diametrul exterior d și lungimea de sprijin a și b trebuie s ă asigure rezisten ța
bolțului la uzur ă. Aproximat ă prin presiunile din umerii pistonului p a și din piciorul
bielei, p b. Considerând c ă bolțul este înc ărcat de rezultanta F dintre for ța de presiune
maximă a gazelor si for ța maxim ă de inerție a pistonului cu segmen ții, luate la
regimul nominal, adic ă:
3.18
Unde
este masa total ă a acestor piese, se ob ține:
3.19
3.20
Se adopt ă
, deoarece pistonul este mai pu țin rezistent decât biela, iar
condițiile de lucru sunt mai dezavantajoase în umerii pistonului: temperatura este
mai mare; buc șa prevăzută în piciorul bielei, când bol țul este flotant, amelioreaz ă
frecarea.
Cu ajutorul tabelului de mai jos putem alege date pentru dimensionarea
bolțului.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
49Tabel 3.8
Mărimea
caracteristic ă Tipul motorului sau materialul pistonului
MAS MAC
n
3000
rot/min 0,34…
0,38 Raportul d/D
0,24… 0,28
n=3000…4000
rot/min 0.30…
0,32
Raportul
0,64… 0,72 0,52… 0,58
Bolț
flotant 0,30… 0,40 0,32… 0,42 Raportul
b/d
Bolț fix 0,26… 0,30 0,27… 0,32
Bolț
flotant 0,80… 0,87 Raportul
l/D
Bolț fix 0,88… 0,93
Jocul j [mm] 1… 2
Pistoane de aliaj u șor Pistoane de font ă
2… 40 25… 55
Motoare
staționare,
navale și de
locomotive Motoare de
automobile și
tractoare MAC ușoare cu
puteri înalte Presiuni admisibile
[N/
]
15… 40 25… 50 50… 90
3.2.6. Verificarea solicit ărilor
Bolțul se verific ă la solicit ările produse de for ța F (rezultanta dintre for ța de
presiune maxim ă a gazelor și forța maxim ă de inerție a pistonului cu segmen ții).
Verificarea la încovoiere
Cea mai solicitat ă este sec țiunea din mijlocul bol țului, unde se produce
momentul încovoietor maxim M:
3.21
Efortul unitar maxim fiind:
3.22
Unde
; d i este diametrul interior.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
50
Fig. 3.4 Schema de solicitare a bol țului la încovoiere (a ,b) și distribuția forțelor
tăietoare în lungimea bol țului (c)
Coeficientul de sigurant ă și oboseal ă se calculeaz ă cu relația:
3.23
reprezentând efortul unitar maxim;
– coeficientul efectiv de
concentrare la solicit ări variabile;
– coeficient dimensional;
– coeficient de calitate
a suprafe ței;
– rezisten ța la oboseal ă prin ciclu simetric de încovoiere.
Valoarea minim ă a coeficientului de siguran ță trebuie s ă fie cuprins ă între
1,0…2,2.
Verificarea la forfecare
Verificarea la forfecare se realizeaz ă în secțiunile dintre p ărțile frontale ale
bosajelor și piciorul bielei.
Tensiunea unitar ă la forfecare se determin ă cu relația:
411 85,0
dF
22
3.24
Valoarea admisibil ă a efortului unitar este de (150…220)N/mm2 pentru o țel
aliat și (80…120) N/mm2 pentru o țel carbon.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
513.2.7. Calculul de ovalizare
Pentru a se studia ovalizarea se consider ă bolțul ca o grind ă curbă în secțiune
transversal ă încărcată cu o sarcin ă distribuit ă sinusoidal ( p = p0*sin).
Deoarece ipoteza nu este riguros exact ă, rezultatele se corecteaz ă prin
majorarea for ței F cu un coeficient K, stabilit experimental.
3.25
Tabel 3.9
date bolț raportate m ăsurate
c 0.4
b 0.42
l 0.93
j 1
δ' 0.0005
Material
Nume 13CrNi30
σ rupere 1000
Pamax 100
pbmax 110
taumax 250
E 2100000
Tabel 3.10 Rezultate bol ț
Date geometrice Rezultate eforturi Coeficient de
siguranță
d 41 mm pa= 83.72 MPa 1.19
di 16.5 mm Presiunea de
contact pb= 95.44 MPa 1.15
l 109 mm σmax= 341.26 MPa 1.29
lbielă 50 mm Verificarea la
încovoiere σmin= -7.05 MPa
lpiston 28.5 mm Verificarea la
forfecare τmax= 158.39 MPa 1.58
k= 1.5 admisibil coeficient
Verificarea la
deformație fb 17.18 zecimi 20.5 1.19
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
52
Fig. 3.5 Bol ț 3D
3.3. Proiectare biel ă
Biela este supus ă la condi ții de solicitare, trebuie g ăsite solu ții constructive ale
bielei în a șa fel încât s ă asigure o rezisten ță și rigiditate maxim ă în condi țiile unei
mase cât mai mici. Tendin ța este de scurtare a lungimii bielei, de renun țare la buc șa
de bronz din piciorul bielei prin utilizarea bol țurilor presate; utilizarea bielelor din
materiale compozite precum și înlocuirea bielelor forjate cu biele turnate din font ă
nodulară sau maleabil ă.
Pentru a oferi o rigiditate bun ă, la motoarele cu aprindere prin scânteie sunt
preferate bielele scurte(r/l=1/4…1/3), au de asemenea și o masă redusă și determin ă
diminuarea în ălțimii motorului. Ca dezavantaje întâlnim cre șterea uzurii cilindrului și
creșterea lungimii mantalei pistonului.
La motoarele cu aprindere prin comprimare s-a optat pentru biele lungi scopul
fiind diminuarea valorii for ței normale.
Materialele care r ăspund cerin țelor impuse bielei sunt: o țelurile de îmbun ătățire
cu conținut mediu de carbon (0,35…0,45%) m ărcile OLC 45 X, OLC 50 și oțelurile
aliate mărcile 40C 10, 41 M oC 11.
Biela poate fi fabricat ă și prin turnare din font ă maleabil ă perlitică tratată termic.
Șuruburile de biel ă se execut ă de regul ă din acela și material cu biela. Buc șa din
piciorul bielei se execut ă din bronz cu plumb, bronz cu staniu sau bronz fosforos.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
533.3.1. Piciorul bielei
Fig. 3.6 Tipuri constructive ale piciorului bielei
Pentru a proiecta piciorul bielei trebuie s ă știm dimensiunile bol țului și tipul
îmbinării piston-bol ț-bielă. Pentru a corecta masa bielei în ambele p ărți se prevede o
proeminen ță (fig. 3.6;a).
Rigidizarea piciorului bielei se realizeaz ă prin adoptarea de raze mari de
racordare între acesta și corpul bielei (fig. 3.6;b) sau se deplaseaz ă centrul g ăurii
bolțului față de centrul piciorului.
Pentru montajele bol ț fix în umerii pistonului și bolț flotant uleiul din ungerea
cuplei bol ț-piciorul bielei, este colectat din carterul motorului prin intermediul unui
orificiu (fig. 3.6;a) sau a unei t ăieturi. Ungerea sub presiune a bol țului presupune
aducerea uleiului printr-un canal care str ăbate corpul bielei (fig. 3.6;c). În momentul
în care este necesar ă răcirea capului pistonului se prevede în piciorul bielei un
pulverizator iar buc șa trebuie prev ăzută cu un canal colector (fig. 3.6;d).
La îmbinarea cu bol ț fix în biel ă montajul este realizat prin înc ălzirea bielei. La
motoarele în doi timpi îmbinarea bol țului cu biela se poate realiza cu ajutorul unui
rulment cu ace.
Calculul piciorului bielei
Pentru dimensionare valorile piciorului bielei se determin ă pe baza datelor
constructive ob ținute prin metode statistice (tab. 3.11).
Tabel 3.11 Dimensiunile caracteristice ale piciorului bielei
Dimensiune\Tipul
motorului MAS MAC
Diametrul exterior al
piciorului d ₑ (1,25…1,65)d (1,30…1,70)d
Grosimea radial ă a (0,16…0,27)d (0,16…0.20)d
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
54piciorului h p
Grosimea radial ă a bucșei
hb (0,0075…0,085)d (0,080…0,085)d
În timpul func ționării, în piciorul bielei iau na ștere tensiuni determinate de:
Solicitarea de întindere
Forța de întindere se determin ă cu următoarea rela ție:
1 rm FF2
p j îp[N] 3.26
Tensiunile unitare produse de for ța de întindere se determin ă folosind
următoarele ipoteze:
a) Piciorul bielei reprezint ă o grindă curbă încastrat ă în zona de racordare a
piciorului cu corpul bielei;
b) Forța de întindere este distribuit ă uniform pe jum ătatea superioar ă a piciorului.
Fig. 3.7 Schema de calcul a piciorului bielei la întindere.
a) solicitare; b) dispunerea tensiunilor
În cazul în care unghiul de încastrare este î >90, momentul încovoietor și forța
normal în sec țiunea de încastrare determinate de for ța de întindere au urm ătoarele
expresii:
î î m î î m î rF rN M M cos sin 5,0 cos10 0 3.27
î î î î î F N N cos sin 5,0 cos0 3.28
unde: M 0 – momentul încovoietor în sec țiunea B-B determinat e for ța de întindere;
N 0 – forța normal ă în secțiunea B-B determinat ă de forța de întindere;
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
55Momentul M 0 de încovoiere și forța normal ă N0 se determin ă cu următoarele
relații:
0297,0 00033,00 î m îrF M 3.29
0008,0 572,00 î îF N 3.30
unde: î se introduce în radiani.
În secțiunea de încastrare for ța normal ă și momentul încovoietor solicit ă atât
bolțul presat sau buc șa cât și piciorul bielei, în aceste condi ții este utilizat un
coeficient de propor ționalitate care are expresia:
EE
AAK
aBZ
pb
11
3.31
unde: A b- aria sec țiunii bucșei;
A p- aria sec țiunii piciorului;
EBZ- modulul de elasticitate al materialului buc șei sau a bol țului presat;
E OL- modulul de elasticitate al materialului bielei.
Tensiunile în sec țiunea de încastrare A-A pentru fibra interioar ă (σîi ) respectiv
exterioar ă (σîe) produse de d de întindere se calculeaz ă cu relațiile:
55
102,21,21015,1
EE
OLBZ [N/mm2] 3.32
pî
p m pp m
î îhaNkhr hhrMi
1
262 3.33
pî
p m pp m
î îhaNkhr hhrMe
1
262 3.34
Dacă unghiul de încastrare î 90°, rela țiile pentru for ța normal ă și momentul
încovoietor în sec țiunea de încastrare vor fi:
cos1 5,0 cos0 î î F N N 3.35
cos1 5,0 cos10 0 m î m î rF rN M M 3.36
Forța normal ă No, tensiunile în sec țiunea de încastrare și momentul
încovoietor Mo se calculeaz ă cu relațiile determinate la analiza primului caz.
La proiectare se adopt ă î =90…1300.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
56Solicitarea de compresiune
Valoarea maxim ă a forței de compresiune este atins ă atunci când presiunea
din cilindru are valoarea maxim ă:
1422
maxrm pDFp g c [N] 3.37
În următoarele ipoteze se efectueaz ă calculul tensiunilor produse în piciorul
bielei de solicitarea de compresiune:
a) Piciorul bielei se consider ă o grind ă curbă încastrat ă în zona de
racordare cu corpul bielei;
b) Forța de compresiune este distribuit ă sinusoidal pe jum ătatea inferioar ă
a piciorului.
Momentul încovoietor și forța normal ă în secțiunea de încastrare A-A,
determinate de for ța de compresiune pot fi calculate cu rela țiile:
c cc
m c c m c rF rN M M cos1sin2sincos10 0 3.38
c cc
c c c F N N cos1sin2sincos0 3.39
unde: c se măsoară în radiani.
Fig. 3.8 Schema de calcul a piciorului bielei la compresiune.
a) solicitare; b) dispunerea tensiunilor
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
57Momentul încovoietor și forța normal ă în secțiunea B-B sunt calculate în
tabelul 3.12, în func ție de unghiul de încastrare.
Tabel 3.12 Valorile relative ale momentului M
o' și forței N o'
Mărimea \Unghiul de
încastrare 90o 100° 105° 110° 115° 120° 125° 130°
Mo'/Fc rm.103 0 0,03 0,10 0,25 0,60 1,10 1,80 3,00
No'/Fc.103 0 0,10 0,50 0,90 1,80 3,00 6,00 8,50
Valorile tensiunilor în sec țiunea de încastrare determinate de for ța de
compresiune se calculeaz ă cu următoarele expresii:
a. Pentru fibra interioar ă:
pc
p m pp m
c chaNkhr hhrMi
1
262 [N/mm2] 3.40
pc
p m pp m
c chaNkhr hhrMe
1
262 [ N/mm2] 3.41
Variația tensiunilor în fibra interioar ă și exterioar ă pentru diverse valori ale
unghiului de încastrare duce la ob ținerea unei varia ții asemănătoare celei prezentate
în fig.3.8.
Solicitarea datorat ă presării bucșei
În timpul func ționării motorului la strângerea de montaj ( ∆
m) se adaug ă o
solicitare suplimentar ă de compresiune ( ∆t ) datorată dilatării bucșei de bronz.
Dilatarea termic ă a bucșei se determin ă cu următoarea rela ție:
m OL BZ i t tt d 3.42
unde: d i- diametrul interior al piciorului bielei [mm]
BZ= 18×10-6 1/K – coeficientul de dilatare al buc șei;
OL= 10×10-6 1/K – coeficientul de dilatare al materialului bielei;
t= 373…423 K – temperatura piciorului bielei
t m= 293 K – temperatura mediului ambiant.
Presiunea datorat ă strângerii poate fi ob ținută cu expresia:
BZ2 2
i2 2
i
OL2
i2
e2
i2
e
it m
f
Edddd
Edddd
dp
3.43
unde: = 0,3 – coeficientul lui Poisson.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
58În cazul montajului cu bol ț fix în piciorul bielei, fixare ob ținută prin presare,
relațiile de mai sus r ămân valabile prin înlocuirea materialului pentru buc șe cu
materialul din bol ț.
Valorile tensiunilor produse de presiunea p f sunt:
în fibra interioar ă:
ddddp2
i2
e2
i2
e
f i [N/mm2] 3.44
în fibra exterioar ă:
2 222
i ei
f ed-ddp [N/mm2] 3.45
Coeficientul de siguran ță al piciorului bielei se calculeaz ă în ipoteza unei
solicitări de oboseal ă după un ciclu simetric de întindere – compresiune, pentru fibra
exterioar ă în secțiunea de încastrare.
Valorile maxime și minime ale tensiunilor ciclului sunt:
î eemax [N/mm2] 3.46
c eemin [N/mm2] 3.47
– iar amplitudinea s a și tensiunea medie σm a ciclului:
2min maxa [N/mm2] 3.48
2min maxm [N/mm2] 3.49
În aceste condi ții expresia coeficientului de siguran ță poate fi scris ă sub forma
următoare:
m ak1-tC
3.50
unde: -1t = 180…250 [N/mm2] – pentru o țel carbon sau
-1t= 340…400 [N/mm2] – pentru o țel aliat; – rezisten ța la oboseal ă pentru ciclul
simetric de întindere – compresiune;
k=1 – coeficient de concentrare ;
= 0,8…0,9 – factorul dimensional;
= 0,12…0,20 – coeficientul ce depinde de caracteristicile materialului;
= 0,70…0,80 – coeficientul de calitate al suprafe ței.
Valorile coeficientului de siguran ță calculate trebuie s ă fie cuprinse în
intervalul 2…5.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
59Deforma ția produs ă piciorului bielei sub ac țiunea for ței de iner ție se determin ă
cu relația:
I ErF
OLc m jp
p62 3
1090 8
[mm] 3.51
unde: I- momentul de iner ție al suprafe ței secțiunii piciorului bielei.
La montajul cu bol ț liber în piciorul bielei pentru a se preveni griparea,
deformația produs ă de forța de iner ție nu trebuie s ă depășească jumătate din
valoarea jocului de montaj.
Tabel 3.13 Rezultate calcul picior biel ă
Piciorul bielei
db 41 mm
deb 50 mm
hp 3.6 mm
hb 0.9 mm
dpi 46.4 mm
b 50 mm
Sm 0.004 mm
unghi început 110 mm
raza ext 25 mm
raza int 21.4 mm
raza racordare 60 mm
pf 1.82 MPa
sigma p ext 9.28 MPa
sigma p int 7.46 Mpa
Unghi 122 grade
comprimare 379.98 MPa
Întindere -53.23 MPa
amplitudine -216.60 MPa
medie 163.38 MPa
Poziție fibra ext
coef sig 1.77
săgeata maxima 0.0018 mm
3.3.2. Corpul bielei
Secțiunea transversal ă a corpului bielei se adopt ă în formă de dublu T (fig.
3.9) pentru a asigura un moment de iner ție maxim atât în planul oscila ției cât și în
planul perpendicular pe acesta.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
60În cazul ungerii sub presiune a bol țului corpul bielei este prev ăzut cu un
canal. La bielele lungi se poate utiliza o conduct ă prin care uleiul este transportat de
la corpul bielei la piciorul bielei.
Fig. 3.9 Dimensiunile corpului bielei
Calculul corpului bielei
Dimensiunile caracteristice uzuale pentru profilul în dublu T al corpului bielei
sunt determinate pe baza prelucr ărilor statice ale construc țiilor existente (tab.3.14).
Tabelul 3.14
Hp Hc hi B a
(0,48…1,0)de (1,10…1.35)H p 0,666H 0,75H 0,167H
Corpul bielei se calculeaz ă la oboseal ă, fiind supus la :
– întindere de for ța de iner ție maxim ă a maselor aflate în mi șcarea de transla ție;
– la compresiune de rezultanta dintre for ța maxim ă a gazelor și forța de iner ție.
Secțiunea de calcul a corpului bielei depinde de forma acestuia. În cazul unei
secțiuni transversale constante sau u șor variabile pe lungime, sec țiunea de calcul se
alege la mijlocul lungimii bielei (sec țiunea A-A (fig.3.11); la o varia ție mai pronun țată
a secțiunii transversale, sec țiunea de calcul se adopt ă în funcție de sec țiunea minima
aflată sub piciorul bielei ( sec țiunea B-B, fig.3.11).
Fig. 3.10 Dimensiunile corpului bielei
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
61În cazul in care se adopt ă ca secțiunea de calcul , sec țiunea median ă a
corpului bielei, aceasta este solicitat ă la întindere de for ța de iner ție a maselor
ansamblului piston și a masei situate deasupra ei (m 1b=0,275·m b).
12
1 r m m Fp b î [N] 3.52
Dacă calculul se realizeaz ă în secțiunea minima atunci for ța care solicit ă
corpul bielei la întindere este:
12rm Fp î [N] 3.53
Tensiunile la întindere sunt:
AFî
î [N/mm2] 3.54
unde: A-aria sec țiunii de calcul a corpului bielei.
Corpul bielei este supus la compresiune de c ătre forța determinate cu rela ția:
142
12
maxr m m pDFp b g c [N] 3.55
Tensiunea de compresiune este dat ă de relația:
AFc
c [N/mm2] 3.56
iar cele de flambaj vor fi:
1) în planul de oscila ție:
FIl
Exe
f 2
2 0 [N/mm2] 3.57
2) în planul de încastrare:
FIl
Eye
ft2
1
2 [N/mm2] 3.58
unde: σe- limita de elasticitate;
Ix, Iy- momentele de iner ție în planul de oscila ție, respectiv în planul de
încastrare;
l – lungimea barei cu capetele articulate;
l 1- lungimea barei cu capetele încastrate.
Însumarea tensiunilor de compresiune și de flambaj poate fi realizat ă dupa
următoarele rela ții:
a) în planul de oscila ție:
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
62
IAlCAF
xc
f c t 0 02
1 [N/mm2] 3.59
b) în planul de încastrare:
IAlCAF
yc
f c t î î2
11 [N/mm2] 3.60
Unde:
15,1 10,1 1 1; 00050,0 00015,0
2
122
IAlC
IAlC EC
y xe
3.61
Corpul bielei este supus la solicit ări variabile, de întindere și de compresiune
după ciclu simetric.
Coeficientul de siguran ță se determin ă cu relația:
m ak1tC
3.62
Tensiunea maxim ă, minimă, amplitudinea ciclului și tensiunea medie se
determin ă cu ecuațiile:
2;2; ;
min max min maxmin max0
m ac t
3.63
Mărimile pentru b k, e, g și y iau acelea și valori ca și în cazul piciorului bielei.
Valoarea coeficientului de siguran ță calculat pentru corpul bielei nu trebuie s ă
fie inferioar ă coeficientului de siguran ță admisibil de 2,0…2,5.
Tabel 3.15 Rezultate calcul corp biel ă
Corpul bielei
Hp 35 mm
B 26.5 mm
a 6 mm
h 23 mm
e 20.5 mm
Hc 50 mm
B 37.5 mm
a 8.5 mm
h 33 mm
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
63e 29 mm
Lungime intre axe 340 mm
Lungime flambaj 276.5 mm
sigma v 137.92 Mpa
Sigma med 182.85 Mpa
ccap 1.68 –
sigma v 176.42 MPa
Sigma med 156.61 MPa
ccorp 1.76 –
3.3.3. Capul bielei
Figura 3.11 For țele care apar la separarea capacului dup ă un plan înclinat fa ță de
axa bielei
Capul bielei este sec ționat, capacul fiind separate de partea superioar ă a
capului dup ă un plan normal pe axa bielei sau dup ă un plan oblic, înclinat cu 45° cu
30° sau chiar 60° fa ță de planul de încastrare. Solu ția se adopt ă în momentul
montajului, pentru a permite trecerea capului bielei prin cilindru.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
64În cazul separ ării capacului dup ă un plan înclinat fa ță de axa bielei (fig. 3.11)
forța ce supune biela la întindere este descompus ă în două componente, una
tangențială și un axial ă.
Figura 3.12;a;b;c;d. Capul bielei cu plan înclinat de sec ționare
Deoarece nu este permis ă solicitarea de forfecare a șuruburilor din capul
bielei de componenta tangen țială, aceasta poate fi preluat ă de: renuri triunghiulare
practicate în planul de separa ție (fig. 3.12;a); praguri ale capacului (fig. 3.12;b,c);
bucșe de centraj (fig. 3.12;d); știfturi.
Pentru a mic șora dimensiunile capacului distan ța dintre șuruburi trebuie s ă fie
cât mai mic ă (grosimea minim ă a peretelui interior în dreptul g ăurii șurubului fiind de
1,0…1,5mm iar grosimea peretelui exterior de 2mm).
Muchiile ascu țite din partea superioar ă determin ă apariția ruperilor, de aceea
ele se înlocuiesc cu racord ări sau degaj ări (fig. 3.13).
Figura 3.13 Concentrarea tensiunilor (1) și metodele de înl ăturare a lor (2)
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
65Pentru ajustarea masei bielei la capac se prev ăd nervuri de rigidizare și exces de
material (fig. 3.14).
Figura 3.14 Capul bielei cu plan normal de sec ționare
La motoarele cu cilindrii în V dac ă bielele sunt montate al ăturat pe acela și
maneton, ele sunt identice și au capul asem ănător cu cel al bielelor pentru motoarele în
linie.
În cazul solu ției de ambielaj furc ă, ambele biele lucreaz ă asupra acelea și bucșe.
Una din biele are capul în furc ă (fig.3.15) iar cealalt ă bielă are capul normal.
Figura 3.15 Ambielaj cu capul furc ă
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
66La ambielajul articulat, biela 1 (fig. 3.16) transmite mi șcarea bielei 2, la
această soluție constructiv ă suprafața purtată a bielei se unge cu ulei sub presiune
de la maneton.
Figura 3.16 Ambielaj articulat
La motoarele în V pentru vehicule datorit ă simplității constructive și de montaj
este aplicat ă preponderent solu ția cu biele al ăturate.
Calculul capului bielei
Din dimensiunile fusului maneton se deduc dimensiunile caracteristice ale
capului bielei.
Capul bielei se racordeaz ă c u r a z e m a r i l a c o r p u l b i e l e i c e e a c e f a c e
neînsemnat ă solicitarea de compresiune a acestuia.
Solicitarea de întindere se transmite numai capacului și este determinat ă de
forța de iner ție a pieselor aflate în mi șcare de transla ție și de forța centrifug ă a masei
bielei care efectueaz ă mișcarea de rota ție mai pu țin masa capacului bielei.
cb b b p î m m m m r F 2 121 [N] 3.64
Calculul tensiunilor se realizeaz ă admițând următoarele ipoteze:
a) Capul bielei este o bar ă curbă continuă;
b) Secțiunea cea mai solicitat ă este sec țiunea de încastrare A-A (fig. 3.17);
c) Capacul bilei are sec țiunea constant ă cu un diametru mediu egal cu
distanța dintre axele șuruburilor;
d) Forța de întindere este distribuit ă pe jumătatea inferioar ă a capacului dup ă
o lege sinusoidal ă ;
e) Cuzinetul se deformeaz ă împreun ă cu capacul și preia o parte din tensiuni
proporțională cu momentul de iner ție al secțiunii transversale.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
67
Figura 3.17 Schema de calcul a capului bielei
Tensiunea în fibra interioar ă în secțiunea de calcul este dat ă de relația:
A AWIId cuz cp
cp
cpcuzc
î4,0
1023,0 [N/mm2] 3.65
unde: I cp, Icuz – momentele de iner ție ale capacului și cuzinetului;
A cp, Acuz – ariile sec țiunilor capacului și cuzinetului;
W cp- modulul de rezisten ță la încovoiere al sec țiunii capacului;
Rezisten ța admisibil ă este de 100…150 N/mm2.
Solicitarea capului bielei se desf ășoară după un ciclu pulsator, coeficientul de
siguranță calculându-se cu rela ția:
12
max1t-C 3.66
Valoarea calculat ă pentru coeficientul de siguran ță trebuie s ă fie cuprins ă în
intervalul 2,5…3,0.
Sub acțiunea for ței de iner ție se produc deforma ții în secțiunea de separare a
capacului de corp.
Deforma ția maxim ă poate fi determinat ă cu ecua ția:
cuz cpî
cI IElF
30024,0 [mm] 3.67
Valoarea deforma ției calculate nu trebuie s ă depășească jumătate din jocul de
montaj D. La proiectare D se adopt ă în limitele (0,0003…0,0030)d m, unde d m este
diametrul fusului maneton.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
68Tabel 3.16 Rezultate calcul cap biel ă
Capul bielei
dm 59 mm
lm 47 mm
hcu 3 mm
a 46 mm
b 9 mm
lc 84 mm
fic 120 grade
dce 77 mm
lățime biela 46 mm
sigmaic 29.12 MPa
c_comp 27.47 –
deformația 1.81
Sigma curg. 800 Mpa
Filet M 10 mm
Număr șurub 2
Coef. Sig 2.27
3.3.4. Rezultate
În urma efectu ării calculului am ob ținut următoarele rezultate (tab. 3.13; tab.
3.15; tab. 3.16; tab. 3.17), cu ajutorul acestora putem efectua dimensionarea piesei
dorite.
Materialul ales este OLC 45.
Tabel 3.17 Valori pentru construc ția modelului
de 50 mm
hp 50 mm
dbolt 41 mm
Lbiela 340 mm
dmaneton 65 mm
lmaneton 46 mm
Hpicior 35 mm
Hcap 50 mm
gcap 6 mm
Modelul rezultat în urma proiect ării este realizat în programul Catia V5 și este
prezentat în figura 3.18.
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
69
Fig. 3.18 Biel ă 3D
3.4. Proiectare arbore cotit
3.4.1. Rol. Componen ță. Condiții funcționale.
Arborele cotit preia for țele transmise de biele si for țele de iner ție ale maselor
cu mișcare de rota ție. El însumeaz ă lucrurile mecanice dezvoltate în cilindri și
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
70transmite energia rezultat ă spre utilizare. Arborele cotit transform ă mișcarea de
translație alternativ ă in mișcare de rota ție. El este piesa care asigur ă funcționarea
sistemelor auxiliare necesare motorului.
Elementele componente ale arborelui cotit sunt:
fusurile palier, prin care se sprijin ă in lagăre;
fusurile maneton, servind la articularea bielelor;
brațele, ce realizeaz ă legăturile dintre fusuri și sunt prev ăzute uneori în partea
opusă fusului maneton adiacent;
masele adi ționale numite contragreut ăți, având rolul de a ameliora echilibrajul
forțelor de iner ție și al momentelor și de a desc ărca parțial lagărele;
extremit ățile, pe care se monteaz ă diferite organe.
La motoarele în linie, solu ția clasic ă este aceea cu un cot pentru fiecare
cilindru, între dou ă fusuri paliere se g ăsește câte un fus maneton.
Forțele preluate de arborele cotit, periodic variabile, produc momente de
încovoiere și răsucire care vor genera oboseal ă în acesta, iar din cauza faptului c ă
există variații bruște ale for țelor pot ap ărea solicit ări cu șoc.
Durata de via ță a unui arbore se poate prelungi prin prevederea unor trepte de
reparații. Acestea presupun ca dup ă o anumit ă perioadă de timp, când apar uzuri,
acestea se pot rectifica la o cot ă inferioar ă și potriviți cu un nou set de cuzine ți.
3.4.2. Materiale pentru arbori
Arborii coti ți se construiesc curent din o țel. Dimensionarea larg ă reclamat ă de
asigurarea rigidit ății permite uneori utilizarea o țelului carbon de calitate, fiind întâlnite
mărci folosite și pentru fabrica ția bielei. Pentru arbori mai solicita ți, în general de
MAC, sunt necesare o țeluri aliate cu Cr, Ni, Mo si V, cu rezisten ța la rupere pân ă la
1450 N/mm2 (tab 3.18).
Tabel 3.18 O țeluri pentru arbori coti ți
Compozi ția chimic ă [%] Caracteristici
mecanice Marca
C Mn S
M
ax P
M
ax Cr
Ni Mo Rezis
tența
la
ruper
e prin
tracți
une
[N/
] Limi
ta
de
curg
ere
[N/
]
min Alu
ngir
e
[%]
min
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
7118Mo
CrN1
3 0,15
…0,2
1 0,50
…0,8
0 0,80
…1,1
0 1,20
…1,5
0 0,15
…0,3
0 1100
…145
0 850 9…10
35Mn
Si12 0,31
…0,3
9 1,10
…1,4
0 950…
1150 750 14
33Mo
Cr1l 0,30
…0,3
7 1000
…120
0 800 12
41Mo
Cr1l 0,38
…0,45 0,90
…1,3
0
0,15
…0,3
0
1100
…130
0 900 10
41Cr
Ni12 0,37
…0,4
5
0,40
…0,8
0
0,
03
5
0,
03
5
0,45
…0,7
5 1,00
…1,4
0 1000
…120
0 850 11
3.4.3. Proiectarea și calculul arborelui cotit
Arborele cotit al motoarelor în patru timpi se executa, în general,
nedemontabil. Fusurile arborelui cotit se construiesc astfel ca suprafa ța portant ă să
fie cât mai mare. Diametrele fusurilor palier cât și cele ale fusurilor maneton sunt
egale între ele, iar în acela și timp lungimile manetoanelor sunt egale dar lungimile
palierelor se pot diferen ția în func ție de înc ărcare.
Pentru reducerea concentratorilor de eforturi se prev ăd praguri intermediare la
trecerea dintre fusuri și brațe, însă acestea nu trebuie s ă a fie prea mari pentru a nu
reduce suprafa ța portant ă. Contragreut ățile ce echipeaz ă arborele m ăresc masa
motorului, dar pe de alt ă parte se poate reduce masa volantului. Acestea sunt
utilizate pentru a contrabalansa for țele de iner ție în rota ție și pentru a reduce
încărcările pe lag ăre.
Astfel, pentru dimensionarea arborelui cotit s-au folosit ca referin ța relativă
următoarele date:
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
72
Figura 3.19 Dimensionarea schematic ă a unui cot
Tabel 3.19 Valorile relative pentru dimensionare
M.A.S. M.A.C.
Dimensiunea
caracteristic ă în linie în V în linie în V
Lungimea
cotului l (0,90…1,20) Dl (1,2…1,4) D (1,05…1,30) D (1,20…1,35) D
Diametrul fusului
palier d p (0,60…0,80) D (0,75…0,85) D (0,70…0,80)D (0,70…0,85) D
Lungimea
fusului palier l p
-paliere intermediare
-paliere extreme
sau medii
(0,3…0,5) d
p
(0,5…0,7) dp
(0,3…0,5) dp
(0,5…0,7) dp
(0,4…0,6) dp
(0,6…0,7) dp
(0,5…0,6) dp
(0,6…0,86) dp
Diametrul fusului
maneton d m (0,55…0,70) D (0,60…0,75) D (0,56…0,72) D (0,70…0,75) D
Lungimea
fusului maneton
lm (0,45…0,60) dm(0,40…0,60) dm (0,45…0,6) dm (0,45…0,65) dm
Diametrul
interior d mi (0,60…0,80) dm (0,6…0,8) dm (0,6…0,75) dm (0,6…0,75) dm
Grosimea
brațului h (0,15…0,36) dm(0,15…0,35) dm (0,20…0,35) dm (0,20…0,35) dm
Lățimea bra țului
b (1,17…1,90) dm (0,7…0,9) dm (1,5…2,0) dm (1,5…2,0) dm
Raza de
racordare (0,06…0,1) dm (0,06…0,08) dm (0,07…0,10) dm (0,07…0,10) dm
Utilizând datele din fig.3.20 și din tab.3.19 s-au ob ținut dimensiunile finale:
Tabel 3.20 Dimensiuni finale coturi
Dimensiuni coturi Cot 1 Cot 2 Cot 3 Cot 4
l 129 129 129 129
dp 59 59 59 59
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
73lp 53 53 53 53
dm 59 59 59 59
lm 47 47 47 47
grosime bra ț h 14.5 14.5 14.5 14.5
lățime braț b 65 65 65 65
Raza de racordare 10 10 10 10
Calculul arborelui cotit are un caracter de verificare, dimensiunile lui fiind
adoptate prin prelucrarea statistic ă a dimensiunilor arborilor deja existen ți. Acest
calcul este dificil din cauza configura ției lui complicate. Din punct de vedere al
modelului echivalent al acestuia, poat e fi considerat ca o grinda sprijinit ă pe mai
multe reazeme însemnând un sistem static nedeterminat. Fiecare cot în parte este
încărcat diferit și din acest motiv între fiecare dou ă lagăre paliere se consider ă că
arborele este un sistem izolat, dar definit. Fiecare grind ă este tratat ă separat,
verificând solicit ările produse de for țele transmise de bielele respective și de forțele
de inerție ale componentelor respective. Determinarea for țelor din mecanismul motor
se face cu ajutorul rela țiilor de calcul dinamic. For țele Z și T sunt proiec ții ale forței K
paralele și perpendiculare pe maneton. Ele genereaz ă un sistem ce se rote ște în
același timp cu acesta, for țele fiind transmise spre paliere.
Verificarea fusurilor la presiune și încălzire
Se realizeaz ă această verificare pentru proiectarea lag ărelor și se utilizeaz ă
forța maxim ă și cea medie care ac ționează pe fusul respectiv:
3.68
3.69
3.70
3.71
Coeficientul de uzur ă se folose ște pentru verificarea fusului la înc ălzire și se
efectueaz ă pe baza urm ătorului calcul:
3.72
3.73
În ecuațiile (3.72) și (3.73):
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
74 ω reprezint ă viteza unghiular ă și se măsoară în m/s;
ξ reprezint ă coeficientul de corec ție a vitezei relative.
În tabelul de mai jos sunt determinate valorile finale ale verific ărilor:
Tabel 3.21 Verificarea manetoanelor la înc ălzire
F d l pf F mediu pf
mediu kf coef.
pres coef.
Kf
maneton 187570.46 59 47 67.64 20470.81 7.38 48.14 1.33 5.82
1 106133.05 59 53 33.94 9033.54 2.89 30.11 2.65 9.30
2 101454.71 59 53 32.44 12820.19 4.10 35.88 2.77 7.80
3 112665.58 59 53 36.03 11504.50 3.68 33.98 2.50 8.24
4 120973.67 59 53 38.69 12601.99 4.03 35.57 2.33 7.87
Verificarea la oboseal ă
Pentru fiecare fus palier se determin ă valorile corespunz ătoare unui calcul la
oboseală ținând cont de modul cum variaz ă încărcarea pe acel fus:
3.74
3.75
3.76
3.77
3.78
Tabel 3.22 Verificarea la oboseal ă a palierelor
Mmax Mmin Wp τmax τmin τv τ m c τ
Cot 2 3835321.24 -1235861.31 40326 95.11 -30.65 62.88 32.23 6.57
Cot 3 3717089.84 -1126166.40 40326 92.18 -27.93 60.05 32.12 6.80
Cot 4 3591009.46 -959579.46 40326 89.05 -23.80 56.42 32.63 7.07
Verificarea fusurilor maneton
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
75Verificarea fusului maneton se face, de obicei, în sec țiunea unde se va
prevedea orificiul de ungere. Din punct de vedere al solicit ărilor asupra manetonului
acționează două momente de încovoiere (unul în plan normal, unul în plan
tangențial) și un moment de r ăsucire:
3.79
3.80
3.81
Cu aceste formule se verific ă rezisten ța la oboseal ă în raport cu valorile
maxime si minime ale eforturilor de încovoiere:
3.82
Tabel 3.23 Verificarea fusurilor maneton la încovoiere
Mfi max Mfi min W σ max σ min σv σm C σ
Cot 1 2483955.82 -309598.27 20163 123.19 -15.35 69.27 53.92 6.72
Cot 2 680516.20 -2354578.8 20163 33.75 -116.78 75.26 -41.51 7.32
Cot 3 2564144.17 -2516735.25 20163 127.17 -124.82 126 1.18 4.06
Cot 4 2778336.27 -169076.04 20163 137.79 -8.39 73.09 64.70 6.29
De asemenea, fusurile maneton vor fi verificate pentru încovoiere și la
secțiunea de racordare, iar acestea sunt valorile rezultate:
Tabel 3.24 Verificarea fusurilor maneton la încovoiere în sec țiunea de racordare
Mfi max Mfi min W σmax σmin σv σm Cσ Csuma
Cot 1 235832.12 -148139.78 20163 11.70 -7.35 9.52 2.17 52.24 4.64
Cot 2 305978.89 -350653.94 20163 15.18 -17.39 16.28 -1.11 31.72 4.61
Cot 3 195892 -177538.70 20163 9.72 -8.81 9.26 0.46 54.94 7.90
Cot 4 185459.74 -47109.40 20163 9.20 -2.34 5.77 3.43 82.50 8.41
Utilizăm același algoritm și pentru torsiune, ținând seama de varia ția
momentului.Coeficientul de siguran ță global se va calcula prin combinarea celor doi
coeficien ți:
3.83
3.84
3.85
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
76
3.86
3.87
Tabel 3.25 Verificarea fusurilor maneton la torsiune
Mrmax Mrmin Wp σmax σ min σv σm Cσ Csuma
Cot
1 828568.69 -7217047.39 40326.07 20.55 -178.97 99.76 79.21 4.66 3.83
Cot 2 6898920.15 -1235644.83 40326.07 171.08 -30.64 100.86 70.22 4.66 3.93
Cot
3 3717089.84 -1126166.40 40326.07 92.18 -27.93 60.05 32.12 7.98 3.62
Cot 4 3591009.46 -959579.46 40326.07 89.05 -23.80 56.42 32.63 8.45 5.05
Verificarea bra țelor
Brațele arborelui cotit sunt solicitate de sarcini variabile de întindere,
comprimare, încovoiere și torsiune. Coeficien ții de siguran ța pentru aceste solicit ări
se determin ă în mijlocul laturii mari a sec țiunii tangente la fusul palier, astfel:
3.88
3.89
3.90
3.91
Coeficien ții de corec ție utilizați sunt:
3.92
3.93
3.94
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
77
3.95
3.96
Tabel 3.26 Verificarea bra țelor la torsiune
Mr max Mr max W τ max τ min τv τm Ctau
Cot 1 411238.14 -3581990.43 13666 30 -262.1 146.1 -166 10.10
Cot 2 3424096.40 -485446.66 13666 250.55 -35.52 143 107.5 2.55
Cot 3 3802463.46 -3751638.24 13666 278.24 -274.52 276.5 1.86 2.07
Cot 4 4211310.62 -4082861.36 13666 30.83 -298.76 298.8 -134 9.30
Tabel 3.27 Verificarea bra țelor la încovoiere
σ max σ min σv σm C σ csuma
Cot 1 110.95 -69.70 90.32 20.63 5.51 4.84
Cot 2 143.96 -164.97 154.46 -10.51 3.34 2.03
Cot 3 92.16 -83.53 87.84 4.32 5.79 1.95
Cot 4 87.25 -22.16 54.71 32.55 8.70 6.35
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
78
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
79
Să se proiecteze un motor cu aprindere prin comprimare la P=180 kW n=2200 rpm
80
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: Proiect de licen ță [619380] (ID: 619380)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.