. Proiectare Autovehicul Rutier
CUPRINS
1.ELEMENTE DE DINAMICA AUTOVEHICULULUI
1.1.Construcții similare de autovehicule.Caracteristici constructive și de utilizare 5
1.2.Organizarea generală și parametrii principali
1.2.1.Alegerea soluției de amenajare generală și de organizare a transmisiei 7
1.2.2 Dimensiuni geometrice 7
1.2.3. Greutatea automobilului 8
1.2.4.Roțile automobilului 8
1.3.Definirea condițiilor de autopropulsare
1.3.1 Rezistența la rulare, a aerului, a rampei și la demarare 8
1.3.2. Forme particulare ale ecuației generale de mișcare 10
1.4. Calculul de tracțiune 11
1.4.1.Alegerea mărimii randamentului transmisiei 11
1.4.2. Determinarea puterii maxime a motorului 11
2. STABILIREA DIMENSIUNILOR FUNDAMENTALE ALE MOTORULUI
2.1. Părțile componente ale unui motor cu ardere internă 13
2.2. Determinarea alezajului cilindrului și a cursei pistonului (D și S) 14
2.3.Adoptarea (calcularea ) celorlalte dimensiuni ale motorului 15
3. CALCULUL PROCESULUI DE ADMISIE NATURALĂ
3.1.Alegerea (determinarea) parametrilor de calcul 18
3.2.Alegerea fazelor de distribuție (ADA, IIA, ADE, IIE) 19
3.3. Calculul mărimilor caracteristice ale admisiei 20
4.CALCULUL PROCESULUI DE COMPRIMARE
4.1.Alegerea parametrilor de calcul și a tipului camerei de ardere 24
4.2.Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de comprimare 24
5. CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE
5.1.Adoptarea combustibilului utilizat și a parametrilor de calcul 29
5.2.Calculul oxigenului și aerului minim necesar arderii complete 30
5.3.Calculul mărimilor și indicilor caracteristici ai procesului de ardere 30
5.4.Calculul compoziției și parametrilor caracteristici ai produselor de ardere 31
6. CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE
6.1.Alegerea parametrilor de calcul 36
6.2.Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de
destindere 37
6.3.Calculul politropei de destindere prin puncte 37
6.4.Calculul duratei procesului de destindere 38
7.CALCULUL INDICILOR INDICAȚI, EFECTIVI ȘI DE PERFECȚIUNE
AI MOTORULUI
7.1.Trasarea diagramei indicate și calculul indicilor indicați 43
7.2.Calculul indicilor efectivi 43
7.3.Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului și compararea lor cu soluții
similare 44
8.BILANȚUL TERMIC AL MOTORULUI
8.1.Calculul căldurilor ce intervin în bilanțul termic 48
9.CARACTERISTICA EXTERIOARĂ A MOTORULUI
9.1.Alegerea (determinarea) parametrilor de calcul 51
9.2.Calculul prin puncte a curbelor caracteristice 52
10.CINEMATICA MECANISMULUI MOTOR
10.1.Cinematica pistonului 54
10.2.Cinematica bielei 55
11. DINAMICA MECANISMULUI MOTOR
11.1 Generalități; Clasificări ale forțelor din mecanismul motor 59
11.2 Forța de presiune a gazelor 59
11.3 Forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație 60
11.4 Forțele rezultante din mecanismul motor 61
11.5 Forțele care acționează asupra fusului maneton 62
11.6 Forțele care acționează asupra cuzinetului de bielă 62
11.7 Diagrama fusului maneton 62
11.8 Momentul motor al motorului policilindric
11.8.1 Alegerea configurației arborelui 63
11.8.2. Determinarea tuturor ordinilor de aprindere posibile si
alegerea uneia din acestea 64
11.8.3. Stabilirea ordinei de lucru a cilindrilor 65
11.8.4. Calculul momentului motor sumar și a puterii indicate 66
12.UNIFORMIZAREA MIȘCĂRII ARBORELUI COTIT
12.1 Cauzele mișcării neuniforme și posibilități de uniformizare 74
12.2 Calculul volantului 75
13.CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL CĂMĂȘII CILINDRULUI
13.1 Alegerea materialului 78
13.2 Alegerea tipului de cămașă 78
13.3 Calculul de rezistență pentru soluția adoptată 82
14.CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL PISTONULUI
14.1 Rol, componență, condiții funcționale 87
14.2 Alegerea materialului 88
14.3 Alegerea dimensiunilor caracteristice 89
14.4 Verificarea capului pistonului 90
14.5 Verificarea regiunii port-segment 96
14.6 Verificarea mantalei 97
14.7 Verificarea umerilorpistonului 98
15. CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL BOLȚULUI
15.1. Rol, condiții funcționale, construcție 99
15.2. Alegerea tipului de asamblare bolț – bielă – piston 100
15.3. Alegerea materialului și a dimensiunilor caracteristice 100
15.4. Calculul de rezistență al bolțului 101
16.CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL SEGMENȚILOR
16.1 Rol, tipuri și construcție 108
16.2 Construcția segmenților 110
16.3 Materiale pentru segmenți 111
16.4 Calculul segmentului 112
17. CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL BIELEI
17.1.Rol, componență, condiții funcționale 121
17.2 Alegerea materialelor bielei, bucșei antifricțiune, cuzineților și șuruburilor de bielă 122
17.6.Calculul șuruburilor de bielă 125
18. CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL ARBORELUI COTIT
18.1. Rol, componență, condiții funcționale. 127
18.2. Alegerea materialului și a restului dimensiunilor 129
18.3. Verificarea fusurilor la presiune specifică și încălzire. 130
18.4.Verificarea arborelui cotit la oboseală 131
19. CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUȚIE
19.1 Tipuri de mecanisme de distribuție utilizate la m.a.i. 138
19.2. Părțile componente ale mecanismului de distribuție. 140
19.3. Materiale utilizate în construcția mecanismului de distribuție. 142
19.4. Calculul mecanismului de distribuție.
19.4.1. Adoptarea restului de dimensiuni ale supapelor. 143
19.4.2. Calculul înălțimii critice și înălțimii maxime de ridicare a supapei 144
19.4.3 Determinarea profilului camei armonice 145
19.4.4 Cinematica tachetului și a supapei 147
20. STUDIUL SISTEMULUI DE UNGERE LA MAI 152
21. PROIECTAREA TEHNOLOGIEI DE BRAZARE A RADIATORULUI PENTRU LICHIDUL DE RĂCIRE A MOTORULUI ȘI PENTRU RĂCIREA ULEIULUI 167
=== Cuprins auto ===
CUPRINS:
1.ELEMENTE DE DINAMICA AUTOVEHICULULUI
1.1.Construcții similare de autovehicule.Caracteristici constructive și de utilizare 5
1.2.Organizarea generală și parametrii principali
1.2.1.Alegerea soluției de amenajare generală și de organizare a transmisiei 7
1.2.2 Dimensiuni geometrice 7
1.2.3. Greutatea automobilului 8
1.2.4.Roțile automobilului 8
1.3.Definirea condițiilor de autopropulsare
1.3.1 Rezistența la rulare, a aerului, a rampei și la demarare 8
1.3.2. Forme particulare ale ecuației generale de mișcare 10
1.4. Calculul de tracțiune 11
1.4.1.Alegerea mărimii randamentului transmisiei 11
1.4.2. Determinarea puterii maxime a motorului 11
2. STABILIREA DIMENSIUNILOR FUNDAMENTALE ALE MOTORULUI
2.1. Părțile componente ale unui motor cu ardere internă 13
2.2. Determinarea alezajului cilindrului și a cursei pistonului (D și S) 14
2.3.Adoptarea (calcularea ) celorlalte dimensiuni ale motorului 15
3. CALCULUL PROCESULUI DE ADMISIE NATURALĂ
3.1.Alegerea (determinarea) parametrilor de calcul 18
3.2.Alegerea fazelor de distribuție (ADA, IIA, ADE, IIE) 19
3.3. Calculul mărimilor caracteristice ale admisiei 20
4.CALCULUL PROCESULUI DE COMPRIMARE
4.1.Alegerea parametrilor de calcul și a tipului camerei de ardere 24
4.2.Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de comprimare 24
5. CALCULUL PROCESULUI DE ARDERE
5.1.Adoptarea combustibilului utilizat și a parametrilor de calcul 29
5.2.Calculul oxigenului și aerului minim necesar arderii complete 30
5.3.Calculul mărimilor și indicilor caracteristici ai procesului de ardere 30
5.4.Calculul compoziției și parametrilor caracteristici ai produselor de ardere 31
6. CALCULUL PROCESULUI DE DESTINDERE
6.1.Alegerea parametrilor de calcul 36
6.2.Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de
destindere 37
6.3.Calculul politropei de destindere prin puncte 37
6.4.Calculul duratei procesului de destindere 38
7.CALCULUL INDICILOR INDICAȚI, EFECTIVI ȘI DE PERFECȚIUNE
AI MOTORULUI
7.1.Trasarea diagramei indicate și calculul indicilor indicați 43
7.2.Calculul indicilor efectivi 43
7.3.Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului și compararea lor cu soluții
similare 44
8.BILANȚUL TERMIC AL MOTORULUI
8.1.Calculul căldurilor ce intervin în bilanțul termic 48
9.CARACTERISTICA EXTERIOARĂ A MOTORULUI
9.1.Alegerea (determinarea) parametrilor de calcul 51
9.2.Calculul prin puncte a curbelor caracteristice 52
10.CINEMATICA MECANISMULUI MOTOR
10.1.Cinematica pistonului 54
10.2.Cinematica bielei 55
11. DINAMICA MECANISMULUI MOTOR
11.1 Generalități; Clasificări ale forțelor din mecanismul motor 59
11.2 Forța de presiune a gazelor 59
11.3 Forțele de inerție ale maselor în mișcare de translație 60
11.4 Forțele rezultante din mecanismul motor 61
11.5 Forțele care acționează asupra fusului maneton 62
11.6 Forțele care acționează asupra cuzinetului de bielă 62
11.7 Diagrama fusului maneton 62
11.8 Momentul motor al motorului policilindric
11.8.1 Alegerea configurației arborelui 63
11.8.2. Determinarea tuturor ordinilor de aprindere posibile si
alegerea uneia din acestea 64
11.8.3. Stabilirea ordinei de lucru a cilindrilor 65
11.8.4. Calculul momentului motor sumar și a puterii indicate 66
12.UNIFORMIZAREA MIȘCĂRII ARBORELUI COTIT
12.1 Cauzele mișcării neuniforme și posibilități de uniformizare 74
12.2 Calculul volantului 75
13.CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL CĂMĂȘII CILINDRULUI
13.1 Alegerea materialului 78
13.2 Alegerea tipului de cămașă 78
13.3 Calculul de rezistență pentru soluția adoptată 82
14.CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL PISTONULUI
14.1 Rol, componență, condiții funcționale 87
14.2 Alegerea materialului 88
14.3 Alegerea dimensiunilor caracteristice 89
14.4 Verificarea capului pistonului 90
14.5 Verificarea regiunii port-segment 96
14.6 Verificarea mantalei 97
14.7 Verificarea umerilorpistonului 98
15. CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL BOLȚULUI
15.1. Rol, condiții funcționale, construcție 99
15.2. Alegerea tipului de asamblare bolț – bielă – piston 100
15.3. Alegerea materialului și a dimensiunilor caracteristice 100
15.4. Calculul de rezistență al bolțului 101
16.CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL SEGMENȚILOR
16.1 Rol, tipuri și construcție 108
16.2 Construcția segmenților 110
16.3 Materiale pentru segmenți 111
16.4 Calculul segmentului 112
17. CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL BIELEI
17.1.Rol, componență, condiții funcționale 121
17.2 Alegerea materialelor bielei, bucșei antifricțiune, cuzineților și șuruburilor de bielă 122
17.6.Calculul șuruburilor de bielă 125
18. CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL ARBORELUI COTIT
18.1. Rol, componență, condiții funcționale. 127
18.2. Alegerea materialului și a restului dimensiunilor 129
18.3. Verificarea fusurilor la presiune specifică și încălzire. 130
18.4.Verificarea arborelui cotit la oboseală 131
19. CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUȚIE
19.1 Tipuri de mecanisme de distribuție utilizate la m.a.i. 138
19.2. Părțile componente ale mecanismului de distribuție. 140
19.3. Materiale utilizate în construcția mecanismului de distribuție. 142
19.4. Calculul mecanismului de distribuție.
19.4.1. Adoptarea restului de dimensiuni ale supapelor. 143
19.4.2. Calculul înălțimii critice și înălțimii maxime de ridicare a supapei 144
19.4.3 Determinarea profilului camei armonice 145
19.4.4 Cinematica tachetului și a supapei 147
20. STUDIUL SISTEMULUI DE UNGERE LA MAI 152
21. PROIECTAREA TEHNOLOGIEI DE BRAZARE A RADIATORULUI PENTRU LICHIDUL DE RĂCIRE A MOTORULUI ȘI PENTRU RĂCIREA ULEIULUI 167
Bibliografie:
1.Abăităncei,D și Bobescu, Gh- Motoare pentru automobile, E.D.P.,1975;
2. Abătăncei,D.ș.a.-Motoare pentru automobile și tractoare vol.2 Construcție și tehnologie-Ed.Tehnică, București, 1980;
3. Buzdugan, Gh.-Rezistența materialelor-București, E.Tehnică, 1980;
4. Dragu,D- Toleranțe și măsurători tehnice –București, E.D.P., 1982;
5. Racotă,R – Note de curs
6. Gaiginschi, R. Zătreanu, Gh. –Motoare cu ardere internă – construcție și calcul. Ed. “Gheorghe AsachiȚ, iași, 1995;
7. Gruwald, B., Teoria calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere, București, E.D.P., 1980;
8. Ivan,F. –Note de curs
9. Racotă,R.,Bădescu,N., Dumitrescu,V.- Motoare pentru autovehicule rutiere, Îndrumar de proiectare- Litografia Universității din Pitești, 1990;
10.Racotă,R.-Construcția motoarelor pentru automobile, Îndrumar de laborator- Litografia Universității din Pitești, 1990;
11.Macarie,T– Note de curs
12. Tabacu, I. – Note de curs
13.Taraza,D., Dinamica motoarelor cu ardere internă. București, E.D.P.,1985;
14.* * * Standarde Românești (SR ISO)
15.* * * Colecția de reviste și cataloage auto: AUTO Pro, ATZ, MTZ, RTA, Gente Motori..
=== Capitolul II ===
CAPITOLUL II
Motorul cu ardere internă. Generalități
2.1 Părțile componente ale unui motor cu ardere internă.
Motorul cu ardere internă este un agregat termic în care căldura produsă prin arderea unui combustibil se transformă în lucru mecanic , prin intermediul unui fluid , numit fluid motor .
Caracteristic m.a.i. este faptul că atât procesul de ardere ( transformarea energiei chimice a combustibilului în căldură ) cât și procesul de transformare a căldurii în lucrul mecanic se desfășoară în interiorul cilindrului motor .
Schema de principiu a unui m.a.i. monocilindric în patru timpi cu aprindere prin scântei se redă în figura urmatoare :
Pistonul 1, care acționează manivela 3 a arborelui cotit prin intermediul bielei 4 se deplasează în cilindrul 2. În capul cilindrului se găsește chiulasa 5, în care sunt amplasate supapa de admisie (SA) 6, care comandă intraea în cilindru a gazelor proaspete, supapa de evacuare(SE)7, care comanda iesirea gazelor arse si injectorul care pulverizeaza combustibil in camera de ardere. Deschiderea și închiderea supapelor este comandată de un arbore cu came (eventual prin tijele împingătoare și culbutorilor) antrenat de la arborele cotit cu o viteză unghiulară /2. La cealaltă extremitate a cilindrului se găsește carterul superior 8 pe care sunt dispuse lagărele arborelui cotit și carterul inferior 9 în care se găsește de obicei uleiul de ungere .
2.2 Determinarea alezajului cilindrului și a cursei pistonului (D și S)
Raportul cursă alezaj este impus prin tema de proiectare:
ψ=0,97
Se adoptă alezajul:
D=112 mm
Cursa este dată de relația:
(2.1)
Cilindreea unitară:
= (2.2)
Cilindreea totală :
(2.3)
Volumul camerei de ardere:
(2.4)
2.3 Adoptarea (calcularea) celorlalte dimensiuni ale motorului
Celelalte dimensiuni ale motorului se vor calcula după cum urmează :
a) lungimea bielei și unele cote ale pistonului se stabilesc din condiția ca atunci când pistonul se gasește la punctul mort interior (PMI) ,acesta să nu fie lovit de contragreutatea arborelui cotit .
Lungime bielei () se calculează cu expresia :
(2.5)
unde :
S-cursa pistonului;
-diametrul fusului maneton;
-înălțimea de dispunere a bolțului.
(2.6)
(2.7)
(2.8)
(2.8)
(2.9)
După stabilirea lungimii bielei se calculează raportul λ și se verifică cu intervalul recomandat de bibliografie .
(2.10)
Pentru motoarede autocamion,autocare (bielă lungă) .
Alte dimensiuni ale pistonului:
Înălțimea regiunii port-segmenți :
Se adoptă mm;
Grosimea capului pistonului :
h=6..14
Se adoptă h=10 mm;
Înălțimea mantalei :
(2.11)
Diametrul umerilor :
(2.12)
b) lungimea cămășii de cilindru () se determină din condiția ca atunci când pistonul se gasește la punct mort inferior el să iasă din cilindru cu o cotă b=(10..15) mm pentru a-i permite să preia pe manta ulei din ceața ce se formează în carter pe care să-l ducă apoi pe oglinda cilindrului.
(2.13)
c) grosimea cămășii se determină pe baza uneia din relațiile cu caracter statistic
– cămăși uscate.
– cămăși umede.
Se adoptă .
d) dimensiunile bolțului se determină pe baza datelor statistice prezentate mai jos:
– diametrul exterior al bolțului
(2.14)
– diametrul interior al bolțului
(2.15)
– lungimea bolțului
(2.16)
– lungimea bolțului în bielă
(2.17)
e) dimensiunile principale ale supapelor
– diametrul mare al talerului SA se determină pe baza relației
(2.18)
– diametrul mare al talerului SE se determină pe baza relației
(2.19)
Se verifică :
și
– diametrele mici ale talerului SA și SE sunt :
(2.20)
(2.21)
– se adoptă unghiul γ al suprafeței de etanșare γ=30,45sau60۫ ,γ=45۫
– se determină lățimea sediului celor două supape cu relațiile
(2.22)
(2.23)
f) dimensiunile principale ale arborelui cotit unele se adoptă pe baza datelor statistice iar altele se calculează din egalitatea cotelor A și B
– diametrul fusului maneton : MAC în V
(2.24)
– lungimea fusului maneton : MAC în V
Se adoptă .
– diametrul fusului palier
(2.25)
– lungimea fusului palier rezultă din egalitatea A=B:
(2.26)
unde:
k coeficient : k=2 cămăși umede;
grosimea brațului.
(2.27)
g) dimensiunile planșei volantului
– diametrul șuruburilor de volant
se adoptă
– diametrul de dispunere a șuruburilor de volant
(2.28)
– diametrul flanșei volantului
(2.29)
– grosimea flanșei volantului
se adoptă
=== Capitolul III ===
CAPITOLUL III
Calculul procesului de admisie naturală
Procesul de admisie(admisia) reprezintă procesul în cursul căruia fluidul proaspăt pătrunde în cilindrul motorului.
Procesul de admisie este de două feluri :
1) procesul de admisie naturală-admisia naturală
2) procesul de admisie forțată-admisia forțată
Admisia normală are loc când fluidul proaspăt pătrunde în cilindru sub acțiunea mediului îmbinat, asociată cu efectul de deplasare a pistonului.
În acest caz aerul, înainte de a pătrundere în cilindru sub acțiunea mediului ambiant are presiunea P0 și temperatura T0. Admisia forțată are loc când fluidul proaspăt pătrunde în cilindru sub acțiunea unei suflante care îl comprimă în prealabil asociată cu deplasarea pistonului.
În cazul admisiei forțate ,fluidul proaspăt, înainte de a pătrunde în sistemul de admisie are presiunea Ps și temperatura Ts care se stabilesc la ieșirea din organul de refulare al suflantei.
La motoarele în patru timpi, admisia forțată se numește supraalimentare. Motorul în patru timpi cu admisie forțată se numește motor supraalimentat.
Procesul de admisie forțată la MAC este alcătuit din :
3.1. Alegerea (determinarea) parametrilor de calcul
a) Coeficientul de exces de aer.
Pentru M.A.C .Se adoptă .27
b) Gradul de postumplere.
PentruM.A.C : (3.1)
Se adoptă
c) Secțiunea litrică a supapei de admisie.
Pentru M.A.C : (3.2)
unde : – aria medie de trecere a gazelor arse.
– cilindreea unitară.
Se adoptă .
d) Gradul de încălzire a încărcăturii proaspete
PentruM.A.C :, (3.3)
unde :
este temperatura mediului ambiant. Se adoptă
e) Exponentul adiabatic.
Pentru M.A.C : .Se adoptă .
f) Coeficientul mediu de debit al orificiului supapei de admisie.
Pentru M.A.C : .Se adoptă .
g) Produsul unghi-secțiune.
Pentru M.A.C : .Se adoptă .
h) Coeficientul de rezistență la traseul de admisie.
Pentru M.A.C : .Se adoptă .
i) Viteza sunetului în fluidul proaspăt.
Pentru M.A.C : .Se adoptă
j) Presiunea gazelor în cursa de evacuare
Pentru M.A.C : .Se adoptă .
k) Temperatura medie a gazelor în cursa de evacuare
Pentru M.A.C : .Se adoptă .
l) Diametrul relativ al orificiului liber
Pentru M.A.C : dra=0,350,45. Se adoptă dra=0,4
m) Presiunea medie a gazelor
Pentru M.A.C : pa = 0.07…0.09Se adoptă pa = 0.083
3.2. Alegerea fazelor de distribuție.
Perioadele și momentele de deschidere și închidere a orificiilor de curgere a gazelor din/în cilindru se numesc faze de distribuție. Intervalul de timp dintre cele două momente măsurate în RAC, reprezintă perioada de deschidere a orificiului, notat cu a pentru admisiune și e pentru evacuare. Fazele de distribuție se definesc fie prin unghiul , măsurat față de originea ciclului, fie prin unghiul precizat față de punctele moarte de referință
DESCHIDEREA SUPAPEI DE EVACUARE
Motoarele cu ardere interna cu piston, funcționează după un ciclu cu destindere trunchiata astfel ca, la finele cursei de destindere, presiunea in cilindru este de câteva ori mai mare decât presiunea inițială.
INCHIDERA SUPAPEI DE EVACURE
În P.M.I presiunea în cilindru fiind mai mare decât presiunea din galeria de evacuare ,este posibil ca o mica fracțiune din gazele de ardere sa mai scape in exterior. De aceea este rațional ca supapa de evacuare sa se închidă după P.M.I. Pentru motoarele de autovehicule βise=10…60° RAC.
DESCHIDEREA SUPAPEI DE ADMISIE
După destinderea gazelor reziduale presiunea in cilindru coboară sub presiunea inițiala si fluidul proaspăt, pătrunde in cilindru. Este rațional ca in acest moment, supapa de admisie sa ofere deja o secțiune sporita de trecere.
Pentru βaDSA<(βa)opt,Pc scade deoarece supapa de admisie oferă o secțiune de trecere redusa la moment potrivit. Pentru βaDSA>(βa)opt, Pe scade deoarece o parte din gazele de ardere trec in galeria de admisie ,datorita diferenței de presiune Pg-Pga se reîntoarce in cilindru in cursa de admisie ,sporește masa de gaze reziduale, scade gradul de umplere.
INCHIDERA SUPAPEI DE ADMISIE
Daca după P.M.E supapa de admisie oferă încă o secțiune mare de trecere, fluidul proaspăt pătrunde in continuare in cilindru si amplifica gradul de umplere. Încercările pe un M.A.C au confirmat creșterile lui ηv cu βisa si reducerea lui Cemin. Se numește întârziere optima la închiderea supapei de admisie, acea întârziere care asigura un grad de umplere maxima .Întârzierea la închiderea supapei de admisie la motoarele de autovehicule variază intre 40…80 ˚ RAC cu atât mai mare cu cat turația motorului este mai ridicata.
PERIOADA DESCHIDERII SIMULTANE A SUPAPELOR
Deoarece supapa de admisie se închide cu avans ,iar supapa de evacuare se închide cu întârziere in intervalul Δαdse=βaDSA+βiISE = supapele de deschidere simultana a supapelor Δαds,pentru care ηv si Pc au valori maxime.
3.3. Determinarea mărimilor caracteristice ale admisiei
a) Densitatea de fluid proaspăt.
(3.4)
unde:
-factorul de corecție,
-densitatea de aer.
b) Coeficientul de umplere.
Coeficientul de umplere se determină rezolvând ecuația de mai jos
(3.6)
0,7691
c) Presiunea în galeria de admisie.
MPa (3.7)
d) Coeficientul gazelor reziduale
(3.8)
e) Temperatura gazelor la sfârșitul admisiei
(3.9)
f) Cantitatea teoretică de fluid proaspăt.
(3.10)
g) Consumul teoretic de fluid proaspăt
(3.11) i) Cantitatea reală de fluid proaspăt
(3.12)
j) Consumul orar de fluid proaspăt
(3.13)
k) Masa reală de fluid proaspăt
(3.14)
l) Consumul orar de aer
(3.17)
m) Consumul orar de combustibil
(3.18)
n) Viteza medie a gazelor prin galeria de admisie
(3.19)
o) Viteza medie de curgere a gazelor pe sub supapa de admisie
(3.20)
p) Consumul de combustibil la 100 km
(3.21)
=== Capitolul IV ===
Capitolul IV
Calculul procesului de comprimare
Procesul de comprimare îndeplinește trei funcții:
1.sporește randamentul termic al motoarelor
2.permite aprinderea combustibilului(fundamental pentru M.A.C.)
3.generează mișcări organizate ale fluidului motor în camera de ardere.
Diagrama de variatie a presiunii reprezinta mijlocul principal de investigatie. Cu ajutorul unui sesizor de presiune si al unui traductor de cursa a pistonului sau unghi de rotatie a manivelei (α) se inregistreaza variatiile p-V sau p-α.
Calculul procesului de comprimare are drept scop determinarea stării momentane a fluidului motor din cilindru.
Pentru calculul volumului ocupat de gaze în toate punctele caracteristice,menționate anterior,este necesară însă cunoașterea poziției pistonului,corespunzătoare acestor puncte.Ea se determină cu relația:
unde:r-este raza nominală dată în mm
-este raportul dintre raza manivelei și lungimea manivelei
-este unghiul de rotație al manivelei.
4.1 Alegerea parametrilor de calcul
a) Exponentul politropic al comprimării.
La MAC : . Se adoptă .
c) Unghiul corespunzător punctului d.
La MAC : Se adoptă .
d) Presiunea la sfârșitul admisiei
e) Temperatura la sfârșitul admisiei
4.2 Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de comprimare
Determinarea mărimilor de stare în punctul c||
Volumul gazelor în punctul c||
(4.1)
Presiunea gazelor în punctul c||
(4.2)
Temperatura gazelor în punctul c||
(4.3)
Marimilor de stare in punctele a, a’, c’, d se vor lua din listing.
=== Capitolul IX ===
CAPITOLUL IX
Caracteristica exterioară a motorului
Prin caracteristica exterioară a motorului se înțelege dependența puterii efective, momentului motor efectiv, consumului orar și specific efectiv, în funcție de turația arborelui cotit, în condiții de sarcină totală, deci pentru doză maximă de combustibil pe ciclu și cilindru.
La proiectarea unui motor de autovehicul este necesară cunoașterea acestei caracteristici.
Turațiile semnificative într-o astfel de caracteristică sunt:
Turația minimă de mers în sarcină : nmin
Turația de moment maxim : nM
Turația economică (nec) fiind turația pentru care consumul specific efectiv de combustibil este minim
Turația de putere maximă: nP
Turația maximă de mers în sarcină: nmax
Raportul a două turații caracteristice menționate anterior determină relația:
(9.1)
unde:
Ce – coeficient de elasticitate.
9.1. Alegerea (determinarea) parametrilor de calcul
Pentru calculul caracteristicii exterioare sunt necesare următoarele date de intrare:
Alezajul: D = 112 mm
Cursa pistonului S = 109 mm
Raportul de comprimare ε = 22,5
Lungimea bielei lb = 196 mm
Turația de moment maxim nM = 2700
Turația de putere maximă nP = 4600
Puterea efectivă a motorului Pe = 170,1 kW
Consumul specific efectiv de combustibil ce = 391
9.2. Calculul prin puncte a curbelor caracteristice
Pe cale analitică , curba de variație a puterii motorului în funcție de turație, se
poate obține cu relația:
(9.2)
unde:
(9.3)
(9.4)
(9.5)
Curba de variație a momentului motor efectiv se obține pe baza relației:
(9.6)
iar cea a consumului specific efectiv, de combustibil cu relația:
(9.7)
unde: (9.8)
Curba de variație a consumului orar de combustibil, se poate determina cu relația:
(9.9)
=== Capitolul V ===
CAPITOLUL V
Calculul procesului de ardere
Calculul procesului de ardere urmărește să precizeze legea de variație a presiunii p() în perioada degajării căldurii de reacție, în vederea:
1. determinării presiunii maxime din cilindru care definește solicitarea mecanică a organelor .
2. precizării temperaturii fluidului motor care definește încovoierea termică a organelor în contact cu gazele fierbinți .
Modelul de ardere propus aici, care se poate aplica atât la MAS cât și la MAC consideră că arderea se declanșează cu un avans față de p.m.i., în punctul d și se dezvoltă în faza arderii rapide după evoluțiile politrope d-c și c-y; în faza arderii moderate sau finale arderea continuă după izobară y-y’ și după izoterma y’-t.
Se admite în plus variația căldurilor specifice cu temperatura după relațiile:
-căldura specifică medie la V=ct,pentru amestecul inițial Cvai
10-3 T
-căldura specifică medie la V=ct pentru gaze arse Cvga
10-3 T
δd =
δy =
Se admite deasemenea variația compoziției chimice a fluidului motor și pierderea de căldură prin pereți.
5.1. Adoptarea combustibilului utilizat și a parametrilor de calcul
În cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare se utilizează cu precădere motorina.
c= 0.857
h= 0.133 ;
o= 0.110 .
a) Consumul orar de combustibil
b) Coeficientul de exces de aer
Se adoptă :
c) Coeficientul gazelor reziduale
d) Unghiul în punctul d
e) Temperatura gazelor în punctul d
f) Presiunea gazelor în punctul d
g) Coeficientul căldurii utile
La MAC .Se adoptă :
5.2 Calculul oxigenului și aerului minim necesar arderii complete
Calculul oxigenului minim necesar arderii complete
(5.1)
Cunoscand ca masa moleculara a oxigenului este M = 32 kg/kmol rezulta :
(5.2)
Calculul cantității de aer minim necesar arderii complete
(5.3)
(5.4)
5.3. Calculul mărimilor și indicilor caracteristici ai procesului de ardere
Numărul de kmol de substanță pentru 1kg combustibil.
(5.5)
Numărul de kmoli de substanță inițiali care participă la reacția chimică
(5.6)
Numărul de kmoli de amestec inițial
(5.7)
Calculul coeficientului chimic de variație molară
(5.8)
→
Puterea calorică uniformă a combustibilului
(5.9)
Căldura degajată ca urmare a arderii incomplete
(5.10)
Puterea calorică a amestecului de aer-combustibil
(5.11)
Căldura disipată care se transformă în lucru mecanic și energie internă.
(5.12)
Durata întârzierii la aprindere
(5.13)
5.4. Calculul compoziției și parametrilor caracteristici ai proceselor de ardere
Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul c
(5.15)
(5.16)
(5.17)
(5.18)
Parametrii caracteristici ai procesului de ardere în punctul y
(5.19) (5.20)
(5.21)
(5.22)
Fractiunea din Qv care intra in reactie in faza dy este :
ξv = Se adopta: ξv = 0.3 (5.23)
ξp = 0.7
Qyy’ = ξp(1-ξv)Qv = 0,7*(1-0,3)36828 = 18045 (5.24)
Qy’t = (1-ξp)(1-ξv)Qv = (1-0,7)(1-0,3)36828 = 7733 (5.25)
Pentru evolutia izoterma:
δt = = (5.26)
(5.27)
τr = (5.28)
Viteza medie de ardere, in faza arderii rapide este :
= 5.7 (5.29)
Δαr = αt – αy = 395 – 371,96 = 23,04 °RAC (5.30)
(5.31)
(5.32)
Ceilalti parametrii se vor lua din listing.
=== Capitolul VI ===
CAPITOLUL VI
Calculul procesului de destindere
Procesul de destindere reprezintă partea din ciclul motor în care se produce fracțiunea principală din lucrul mecanic disponibil.
Intervalul de timp în care se desfășoară destinderea este cuprinsă între momentul încetării arderii (punctul t din ciclu) și deschiderii supapei de evacuare (punctul u` ); în ciclul teoretic destinderea se prelungește până la p.m.e.
Calculul procesului de destindere presupune determinarea mărimilor de stare în punctele u și u’, calculul prin puncte ale curbeide destindere (t-u) precum si durata procesului de destindere in °RAC, s(ms) si mm cursa piston.
6.1 Alegerea parametrilor de calcul
Exponentul politropic al destinderii
.Se adoptă
Avansul la deschiderea supapei de evacuare
Se adoptă .
Unghiul corespunzător punctului t
Presiunea gazelor în punctul t
Volumul gazelor în punctul t
Temperatura gazelor în punctul t
Exponentul politropic al comprimării
6.2 Determinarea mărimilor de stare în punctele caracteristice ale cursei de destindere
Unghiul corespunzător deschiderii supapei de evacuare
(6.1)
Volumul gazelor în momentul deschiderii supapei de evacuare
(6.2)
Presiunea gazelor în momentul deschiderii supapei de evacuare
(6.3)
6.3 Calculul politropei de destindere prin puncte
Unghiul corespunzător punctului u
(6.4)
Volumul corespunzător punctului u
(6.5)
Presiunea corespunzătoare punctului u
(6.6)
Temperatura corespunzătoare punctului u
(6.7)
Unghiul corespunzător punctului u*
(6.8)
Presiunea corespunzătoare punctului u*
(6.9)
Volumul gazelor corespunzător punctului u*
(6.10)
Temperatura gazelor corespunzătoare punctului u*
(6.11)
6.4. Calculul duratei procesului de destindere
Întinderea procesului de destindere in °RAC si s (ms) se determină cu relațiile :
(6.12)
(6.13)
iar cursa pistonului în perioada destinderii (t-u’) se calculează cu relația (3.1), unde α se inlocuiește cu Δαtu’. Se poate exprima și procentual valoarea calculată în raport cu întreaga cursă a pistonului.
=== Capitolul VII ===
CAPITOLUL VII
Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului
7.1. Calculul indicilor indicați și efectivi
Calculul indicilor indicați
Lucrul mecanic schimbat de gazele din cilindru cu pistonul, după efectuarea unui ciclu motor, se numește lucru mecanic indicat rezultant al unui ciclu și se notează cu Li. El este proporțional cu aria buclei superioare a diagramei indicată cuprinsă între evoluțiile de comprimare și destindere.
Li = Lcy + Lyy’ + Ly’t + Ltu – Lad – Ldc = 608 (7.1)
Dacă se explicitează fiecare termen și se raportează rezultatul obținut la Vs, rezultă expresia presiunii medii indicate :
(7.2)
Calculul randamentul indicat:
0,301 (7.3)
Consumul specific indicat de combustibil:
(7.4)
Puterea indicată a motorului:
(7.5)
Momentul indicat al motorulu:i
(7.6)
Calculul indicilor efectivi
Presiunea medie efectivă
(7.7)
Randamentul efectiv
(7.8)
Puterea efectivă
(7.9)
Momentul motor efectiv
(7.10)
Consumul specific efectiv de combustibil
(7.11)
7.2. Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului
Puterea litrică
(7.12)
Puterea pe cilindru
(7.13)
Puterea raportată la aria pistonului
(7.14)
(7.15)
7.3. Prezentarea câtorva soluții similare cu motorul de proiectat
=== Capitolul VIII ===
CAPITOLUL VIII
Bilanțul termic al motorului
Prin bilanț termic se intelege repartiția căldurii disponibile Qdis între lucrul mecanic efectiv și diferitele pierderi.
8.1 Calculul căldurilor ce intervin în bilanțul termic
Ecuația de bilanț termic este dată de relația:
(8.1)
unde:
Qdis-căldura disponibilă
Qe –căldura transformată în lucru mecanic efectiv
Qrp-căldura consumată pentru învingerea rezistenței proprii
Qge-căldura preluată de gazele de evacuare
Qrac-căldura transmisă pereților
ΔQin-căldura pierdută ca urmare a arderii incomplete(pentru M.A.C. ΔQin=0)
În cazul în care doza de combustibil pe cilindru si pe ciclu este de 1 kg:
Qdis=Qi cand λ=1, deci la ardere completă adică în general la M.A.C.
Qdis = 41850
Calculul căldurii transformată în lucru mecanic efectiv
(8.2)
Calculul căldurii consumate pentru învingerea rezistenței proprii
(8.3)
Calculul căldurii preluate de gazele de evacuare
(8.4)
unde:
-numărul total de kmoli de gaze de ardere la 1 kg de combustibil
-numărul de kmoli de substanțe inițiale ce participă la reacția chimică
ige-entalpia
(8.5)
(8.6)
unde:
cpge-căldura specifică molară calculată pentru amestecul de gaze de ardere la temperatura Tge
Tge-temperatura gazelor de evacuare
(8.7)
unde:
(8.8)
unde:
CVx-călduri specifice
(8.9)
(8.10)
(8.11)
(8.12)
(8.13)
unde:
me-exponentul politropic în procesul de evacuare
me=ke+ 0,05…0,20 = 1,52418 (8.14)
(8.15) (8.16)
Pentru a calcula temperatura T se adoptă me=md=1,34 și se calculează Tge după care se calculează ke.
(8.17)
(8.18)
unde:
Pa-participația aerului
Pc-participația combustibilului
Cv aer-căldurile specifice la volum constant ale aerului
Cv comb- căldurile specifice la volum constant ale combustibilului
(8.19)
, pentru MAC (8.20)
d) Calculul căldurii pierdute ca urmare a arderii incomplete
Qin = 0 (8.21)
e) Calculul căldurii transmisă pereților
(8.22)
(8.23)
(8.24)
(8.25)
(8.26)
=== Capitolul X ===
CAPITOLUL X
Cinematica mecanismului motor
Cinematica mecanismului motor se studiază în ipoteza că viteza unghiulară a arborelui cotit este constantă (ω = ct ). Când arborele cotit are o mișcare de rotație uniformă, viteza unghiulară a acestuia rezultă din relația:
(10.1)
În ipoteza că ω = ct, unghiul de rotație al arborelui cotit α este proporțional cu timpul conform relației:
(10.2)
Pe baza acestei observații toate mărimile vor fi exprimate în funcție de unghiul de rotație α al arborelui cotit. În calcule se consideră că poziția inițială pentru unghiul α (α = 0 ) cea corespunzătoare poziției pistonului în p.m.i.
10.1. Cinematica pistonului
a) Deplasarea pistonului.
Expresia deplasării momentane a pistonului (Xp) față de p.m.i. este dată de relația:
(10.3)
unde r este raza manivelei ,iar este raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei fiind adoptat la cap 3.
Deplasarea pistonului, în concordanță cu relația (9.3), poate fi considerată ca suma a două funcții armonice astfel:
Xp = XpI + XpII (10.4)
unde:
XpI = r (1-cosα) – armonica de ordinul I
XpII = – armonica de ordinul II Graficul de variație a deplasării pistonului se obține prin puncte, însumând cele două armonici.
b) Viteza pistonului.
Viteza momentană a pistonului este dată de relația:
(10.5)
unde r este raza manivelei, iar α este viteza unghiulară a arborelui cotit (rel 10.1.) . Și această expresie poate fi considerată ca o sumă de două funcții armonice, după cum urmează:
Wp = WpI + WpII (10.6)
unde:
WpI = rsinα – armonica de ordinul I
WpII – armonica de ordinul II Viteza pistonului se anulează pentru :
sin (α + cosα ) = 0.
c) Accelerația pistonului
Accelerația momentană a pistonului este dată de relația:
(10.7)
ap = apI + apII (10.8)
unde:
apI = – armonica de ordinul I
apII = – armonica de ordinul II
apα=0 = r
apα=180 =
10.2. Cinematica bielei
Cinematica bielei se studiază ținând seama că biela are o mișcare plan-paralelă complexă. Se poate considera că fiecare punct al bielei are o mișcare de translație .Mișcarea bielei se va studia în funcție de unghiul α ale cărui valori poziționează biela în mișcare.
a) Spațiul unghiular al bielei
Expresia spațiului unghiular al bielei este:
(10.9)
Valoarea maximă a oblității bielei se obține pentru valoarea maximă a funcției sinα, adică α = 90 respectiv α = 270 astfel încât:
(10.10)
b) Viteza unghiulară a bielei
Viteza corespunzătoare mișcării bielei în jurul punctului P va fi precizată de derivata în raport cu timpul, a funcției care exprimă valoarea unghiului β:
(10.11)
c) Accelerația unghiulară a bielei
Accelerația unghiulară a bielei poate fi determinată prin derivarea , în raport cu timpul a expresiei (9.8) care precizează viteza unghiulară a acesteia:
(10.12)
Pentru un mecanism normal și axat, valoarea maximă a accelerației unghiulare a bielei este:
(10.13)
=== Capitolul XI ===
CAPITOLUL XI
Dinamica mecanismului motor
11.1 Generalități. Clasificări ale forțelor din mecanismul motor
Dinamica mecanismului motor urmărește determinarea forțelor și momentelor ce acționează asupra pieselor mecanismului.
Forțele care acționează în mecanismul motor pot fi împărțite în, mai multe categorii, în funcție de fenomenul fizic care le produce. Astfel se disting:
forțele de presiune (Fp), produse de presiunea gazelor ce evoluează în cilindrul motorului;
forțele de inerție ( Fj și Fr ), datorate mișcării accelerate a maselor ce alcătuiesc mecanismul;
forțele de frecare ( Ff ), datorate mișcării relative a pieselor ce alcătuiesc mecanismul și forțele ce se transmit între aceste piese;
forțele de greutate ( Fg ), datorate maselor pieselor și câmpului gravitațional în care acestea se află.
11.2 Forța de presiune a gazelor
Conform principiului lui Pascal, presiunea existentă în în interiorul cilindrului se exercită uniform pe toate suprafețele.
Presiunea exercitată pe suprafața capului pistonului determină o forță de presiune dată de relația:
[N] (11.1)
unde :
D este alezajul în mm,
pcil- presiunea gazelor din cilindru
pcart – presiune gaze din carter.
Forța de presiune precizată de relația (11.1),aplicată asupra unei piese în mișcare, produce lucru mecanic permițând transformarea energieitermice a fluidului motor în energie mecanică.
Fig. 11.1
Ea are o alură de variație în timp, proporțională cu cea a presiunii fluidului motor. Așadar se cunoaște variația pcil=f()se poate deduce Fp=f().
În ceea ce privește direcția acestei forțe ea este întotdeauna paralelă cu direcția axei cilindrului, iar sensul este precizat când Fp=0 ea este orientată spre axa de rotație a arborelui cotit, iar când Fp0 este orientată spre chiulasă.
11.3 Forțele de inerție ale maselor in mișcare de translație
În conformitate cu principiile mecanicii newtoniene un element de masă dm, care se mișcă cu accelerația a, determină o forță de inerție elementară dată de relația:
[N] (11.2)
Așadar, pentru calcularea forțelor de inerție, este necesară determinarea maselor aflate in mișcare accelerată, precum și a accelerațiilor corespunzătoare.
După caracterul mișcării, piesele mecanismului motor se împart în trei grupe:
grupul piston (piston+bolț +segmenți) care execută mișcare de translație alternativă accelerată;
grupa bielei (biela+capac+șuruburi+cuzineți bielă) care execută o mișcare plan paralelă complexă;
arborele cotit care excută o mișcare de rotație.
Din cauza dificultăților de calcul a forțelor de inerție, folosind sistemul real de mase aflat în mișcare accelerată, se trece la un sistem de mase echivalente.
mj = mgp + m1 = 2,842 Kg (11.3)
mgp = mp + mbo + mseg=2,303 Kg (11.4)
unde:
mp este masa pistonului și are formula
mp = p D3 =1,726 Kg (11.5)
p = (1.2…1.4)
2. mbo este masa bolțului și are formula:
mbo = Vb ·OL = (deb2 – dib2) · lbo · OL =0.398 (11.6)
unde :
-deb diametrul exterior al bolțului
-dib diametrul interior al bolțului
-lbo lungimea bolțului
-OL = 7500 -densitatea oțelului
mseg este masa segmenților și are formula:
mseg =60…150 g pentru D = 90…120 mm
Se adoptă: mseg = 0.120 Kg
Masa bielei se calculează cu ajutorul următoarei formule:
mb = m1+m2 =1,963 kg (11.10)
unde
m1 ==0,540 kg (11.11)
m2 =1,423 Kg (11.12)
Diametrul fusului maneton se calculează cu formula:
dfm = (0.60…0.75)D = 73 mm (11.13)
Lungimea fusului maneton este:
lfm = (0.5…0.7) dfm = 45 mm (11.14)
Având adoptate masele în mișcare de translație, se poate calcula apoi, forța de inerție Fj cu relația:
Fj = -mj·ap [N] (11.15)
11.4 Forțele rezultante din mecanismul motor
Întrucât forțele de presiune a gazelor Fp și de inerție Fj acționează după direcții paralele cu axa cilindrului ele se pot însuma algebric, dând rezulatanta:
F = Fp + Fj (11.16)
unde componentele sunt definite de relațiile (11.1) și (11.9).
Forța F se descompune în două componente și anume componenta N, normală pe axa cilindrului
N = F·tg (11.17)
și componenta B, de-a lungul axei bielei
B = (11.18)
Forța N aplică pistonul pe cilindru și dă naștere forței de frecare Ff dintre piston și cilindru producând uzura celor două organe.
Forțele care acționează asupra fusului maneton și fusului palier se determină deplasând forța B, ca vecto alunecător, în centrul fusului maneton și descompunând-o după două direcții una normală la maneton , forța Z și cealaltă tangentă la maneton, forța T.
Z = F (11.19)
T = F (11.20)
11.5. Forțele care acționează asupra fusului maneton. Diagrama polară a fusului maneton
Forțele care încarcă fusul maneton sunt B si FRB. Cele două forțe se însumează după regula paralelogramului și dau componenta Rfm.
Însumând aceste forțe pentru mai multe poziții ale arborelui cotit se obțin mai mulți vectori Rfm. Unind extremitațile acestr vectori se obține diagrama polară a fusului maneton.
(11.21)
Dacă se reprezintă grafic se obține diagrama polară a fusului maneton.
11.6. Forțele care actionează asupra cuzinetului de biela. Diagrama polară a cuzinetului de bielă
Asupra cuzinetului de bielă acționează forțe ca și la fusul maneton doar că sunt rotite cu 180˚+α+β.
Rcbx=FRB sin(α+β) (11.22)
Rcby=FRB cos(α+β)-B (11.23)
(11.24)
Pentru determinarea diagramei polare a cuzinetului de bielă se atașează mecanismului motor un sistem de axe xMy astfel încât axa My sa se suprapune peste axa bielei. Proiectând forțele FRB si B pe cele două axe se obțin componentele Rcbx si Rcby.
Rcbx=FRB sin(α+β) (11.25)
Rcby=FRB cos(α+β)-B (11.26)
(11.27)
Într-un sistem de axe xMy dacă se reprezintă se obține diagrama polară a cuzinetului de bielă.
11.7. Diagrama de uzură a fusului maneton
Se stabilește cu scopul de a găsi zona fusului maneton care este cea mai puțin solicitată urmând ca în această zonă să fie adus uleiul de la fusul palier prin canalul ce străbate cele două fusuri și brate.
Pentru obtinerea diagramei de uzare se face ipoteza că fiecare fortă se distribuie uniform pe un unghi de 60˚ în cealaltă parte fată de direcția ei. De asemenea, grosimea uzurii provocate este proporțională cu mărimea forței.
Există două metode de obținere a diagramei de uzare:
metoda grafică;
metoda analitică.
Cea de-a doua metodă se bazează pe observația că grosimea uzurii totale într-un punct oarecare situat la periferia unui fus maneton este dată de totalitatea forțelor ce acționează în interiorul unui sector de cerc cu unghiul la centru de 180˚, a cărui bisectoare unește centrul cercului cu punctul respectiv.
Pentru obținerea diagramei de uzare se procedează astfel:
la o scară convenabil aleasă se reprezintă un cerc care este secțiunea prin fusul maneton;
cu mai multe raze dispuse echiunghiular se împarte cercul respectiv;
se aduc la periferia fusului toate forțele Rfm din diagrama polară astfel încât ele să treacă prin centrul fusului;
la θ=0, toate fortele ce acționează în interiorul acestui sector de 120˚ produc uzare;
se rotesșe sectorul de 120˚ până când bisectoarea acestuia face un unghi de θ=15˚ cu axa Ox;
procedând în mod analog până când θ=360˚ se obține grosimea totală în fiecare punct, grosime măsurată pe raza de la cercul ce reprezintă fusul spre centrul acestuia.
Unind punctele respective se obține diagrama de uzare a fusului.
11.8. Momentul motor al motorului policilindric
Alegerea configurației arborelui
Motoarele în V au un singur arbore cotit și cilindrii dispuși în două linii, planele determinate de axele cilindrilor fiind concurente. Unghiul dintre cele două plane se numește unghiul V-ului.
La motoarele de automobil, bielele care lucrează în doi cilindrii opuși se articulează pe un singur maneton. Rezultă că, dacă motorul are i cilindrii, numărul de coturi (icot) ale arborelui cotit este: .
Condiția de decalare uniformă a aprinderilor se transcrie astfel :
(10.28)
ceea ce echivalează cu decalajul uniform a aprinderilor pentru un motor în doi timpi cu i/2 cilindri sau i/2 coturi care se pozitionează uniform pe i/2 direcții în jurul axei de rotație. Prin urmare, arborele cotit pentru un motor în 4 timpi cu I cilindrii in V este de forma unui arbore cotit pentru un motor în 2 timpi cu i/2 cilindrii în linie.
La stabilirea stelei manivelelor pentru motoare cu I cilindrii în V apar două soluții posibile:
când I este divizibil cu 4, se poate utiliza un arbore cotit de motor în 4 timpi, cu i/2 cilindrii în linie având manivelele două câte două în fază și cu plan central de simetrie;
se utilizează un arbore cotit de motor în doi timpi, cu i/2 cilindrii în linie având plan central de simetrie pentru manivelele în opoziție.
Fig. 11.2. Configurația arborelui cotit
11.8.2. Determinarea tuturor ordinilor de aprindere posibile si alegerea uneia din acestea
Se stabilește ca și la motoarele cu cilindrii în linie. Pentru simplificarea scrierii, numerotarea se face utilizând o litera majusculă urmată de o cifra, conform SR ISO 1204 din 1994.
Astfel, un observator care stă și privește spre ieșirea din motor utilizând un plan imaginar ce trece prin axa de rotație și se roteste în sensul acelor de ceasornic, va nota primul rând de cilindrii întâlnit cu litera A. Următorul cu B. Cilindrul cel mai apropiat de observator va avea indicele 1, apoi 2, s.a.m.d.
11.8.3. Stabilirea ordinei de lucru a cilindrilor
După ce se stabilește ordinea de aprindere prin triere dintre soluțiile posibile, se poate stabili ordinea de lucru a cilindrilor, respectiv modul în care se succed cei patru timpi în cilindri parcurgând următoarea metodologie :
se reprezintă un dreptunghi care se împarte într-un număr de linii (NL) egal cu numărul cilindrilor motorului (i) și un număr de coloana dat de relația :
(11.29)
se atașează dreptunghiului o linie la partea superioară și două coloane în partea stângă. ;
în linia atașată se înscrie ordinea de aprindere, ordinea pentru care este valabilă ordinea de lucru a cilindrilor.
în una din coloane se trece numărul cilindrului,iar în cealaltă unghiul de început al ciclului raportat la cilindrul 1.
Ordinea de lucru a cilindrilor poate servi pentru stabilirea unei strategii privind reglarea jocului termic la supape.
Pentru stabilirea unghiurilor de început ale ciclurilor raportate la cilindrul numărul 1 se pornește de la observația că în timp ce cilindrul 1 începe cu admisia, ceilalți se găsesc în alte faze ale ciclului care urmează a fi raportate la cilindrul 1.
11.8.4. Calculul momentului motor sumar și a puterii indicate
Momentul motor este o mărime periodică , perioada acestuia M fiind egală cu perioada ciclului motor C, la mtorul monocilindric.Dacă motorul este în patru timpi o RAC.Momentul M, care rotește arborele cotit, produce motorului un moment de reacțiune care tinde să răstoarne motorul.
În cazul unui motor policilindric cu i cilindri și aprinderi uniform repartizate, decalajul unghiular între aprinderi este definit de relația (10.18). Este suficient să se utilizeze doar variația momentului motor al unui cilindru și să se însumeze în perioada aceste valori, de-calate corespunzător.
Momentul motor mediu al motorului policilindric, se calculează cu relația:
647.27 N·m (11.30)
unde – suma valorilor momentului motor instantaneu, pe o perioadă;
n – este numărulacestor valori.
Variația momentului motor instantaneu se apreciază prin gradul de neuniformitate a momentului motor, M definit de relația:
3.16 (11.31)
Cunoscând valoarea momentului motor mediu se poate determina puterea indicată cu relația:
233,1 KW =317 CP (11.32)
=== Capitolul XII ===
CAPITOLUL XII
Uniformizarea mișcării arborelui cotit
12.1 Cauzele mișcării neuniforme și posibilitățile de uniformizare
Chiar la un regim stabil de lucru, atât momentul cuplului motor cât și viteza unghiulară a arborelui cotit au variații periodice. Aceste variații sunt generate de două cauze:
variația periodică a presiunilor din cilindru;
Cinematica mecanismului bielă- manivelă care determină schimbarea continuă a pozițiilor elementelor componente.
Cum funcționarea automobilelor se realizează în bune condiții la turații și cupluri de antrenare cât mai apropiate de valori constante este necesar să se ia măsuri de uniformizare a acestor mărimi.
Condiția de uniformizare cere ca întotdeauna încărcarea motorului sau momentul rezistent MR să fie egal cu momentul motor mediu, adică:
(12.1)
Dacă se are în vedere condiția (12.1), se poate observa că atunci când valoarea momentului motor depășește momentul rezistent, (M>MR) viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit are o tendință de creștere și invers. Această variație va fi cu atât mai mare cu cât va exista o diferență mai mare între Mși MR și cu cât intervalele de timp în care această neegalitate se menține vor fi mai extinse.
Studiul uniformizării mișcării se urmărește cu ajutorul ecuației energetice scrisă pentru regim stabilizat (turație și sarcină constantă) când momentul rezistent MR este o mărime constantă iar momentul motor instantaneu M, în intervalul unui ciclu, este o mărime variabilă.
Ecuația de echilibru a arborelui cotit în mișcare de rotație este:
(12.2)
cu Jo – momentul de inerție al mecanismului motor redus la axa de rotație a arborelui cotit;
=d/dt – accelerația unghiulară a arborelui cotit.
Momentul de inerție Jo mai poate fi scris:
Jo = i·Jred1 (12.3)
în care
i=10 numărul cilindrilor motorului;
Jred1 – momentul de inerție redus al unui singur echipaj mobil atașat manetonului, în raport cu axa de rotație a arborelui cotit.
Expresia lui Jred1 este complicată și de aceea în proiectare este utilizată frecvent relația FRAHM pentru calculul momentului de inerție redus al unui echipaj mobil format din biela + piston +bolț + segmenți:
(12.4)
Relația (12.2) se mai poate scrie sub forma:
(12.5)
care evidențiază cele două căi principale de uniformizare a mișcării.
O primă cale de uniformizare este creșterea numărului de cilindrii ai motorului. Odată cu mărirea numărului de cilindrii, curba momentului M devine mai regulată iar amplitudinile se reduc. În același timp momentul mediu se apropie de valorile extreme ale momentului instantaneu. Ca urmare și gradul de neuniformitate al motorului se micșorează.
A doua cale pentru uniformizarea mișcării (reducerea accelerației unghiulare) o constituie sporirea momentului de inerție care se realizează practic prin utilizarea unui volant.
Momentul de inerție al volantului Jv se adaugă la momentul de inerție al mecanismului motor Jo iar momentul total de inerție este:
Jt= Jo +Jv [kg·m2] (12.6)
și se determină astfel încât variația vitezei unghiulare a arborelui cotit să nu depășească o anumită limită.
12.2 Calculul volantului
Volantul se folosește pentru uniformizarea rotației arborelui cotit cât și pentru transmiterea randamentului cutiei de viteza spre motor. Volantul trebuie să asigure aria de frecare necesară pentru a se putea transmite momentul maxim produs de motor majorat cu un coeficient de sigurantă.
Diametrul exterior al volantului este dat de relația:
(12.7)
unde: c = 0.53….0.75
= 1.4….1.7 – pentru autoturisme;
= 0.2….0.4 – coeficint de frecare;
ps = 0.2….0.5 Mpa – presiunea specifică;
Diametrul interior al volantului este:
Dint = c · Dext = 156,88 mm (12.8)
Din STAS se adopta:
De=280 mm
Di=165 mm
g=3.5 mm
Având determinate cele două diametre se calculează aria necesară suprafeței de frecare cu relația:
mm2 (12.9)
Se trece apoi la proiectarea volantului respectând stric cele două dimensiuni ale De și Di. După proiectare volantul se împarte în inele circulare de secțiune dreptunghiulară. Pentru a putea fi determinată masa și momentul de inerție este necesar cunoașterea coordonatelor punctelor situate în stânga sus și dreapta jos la fiecre element circular al volantului.
Fig 12.1
Masa unui element este egală cu:
(12.10)
Masa volantului se află cu formula:
(12.11)
Momentul de inerție al unui element este :
(12.12)
Momentul de inerție al volantului este :
b (12.13)
=== Capitolul XIII ===
CAPITOLUL XIII
Construcția și calculul cămășii cilindrului
Cămașa cilindrului este organul motorului în interiorul căruia se realizează ciclul motor fiind supus forței de presiune a gazelor și tensiunilor termice, suprafața de lucru a acestuia fiind supusă și la un proces intens de uzură.
Aceste condiții de funcționare impun cămășii cilindrului următoarele cerințe:
rezistență ridicată la acțiunea gazelor;
rezistență mare la uzură;
rezistență mare la coroziune a suprafeței de lucru și a aceleia în contact cu mediul de răcire;
siguranța etanșeității la gazele din interior și a mediului de răcire în exterior.
13.1 Alegerea materialului
Materialul cămășii trebuie să asigure rezistență la solicitări dinamice și mai ales la uzură, ținând seama că funcționează în condiții de frecare deosebit de nefavorabile. Din această cauză se impune utilizarea unor materiale speciale, fapt îngreunat în cazul soluțiilor constructive la care cămașa face corp comun cu blocul motorului.
Materialul cel mai folosit este fonta cenușie aliată de obicei cu crom, care asigură o rezistență sporită la uzură.
În conformitate cu condițiile de funcționare ale motorului de proiectat, adică: viteze de deplasare ale pistonului în cilindru mari, temperaturi maxime de 2078 K , se alege ca material o fontă cenușie aliată cu Cr și Mo cu rezistență sporită la frecare și la solicitări termice, având următoarele caracteristici mecanice:
– densitatea: 230-290 Mpa
– rezistența de rupere la încovoiere: 460 Mpa
– rezistența de rupere la tracțiune: 280 Mpa
13.2 Alegerea tipului cămășii
După modul de asamblare cu blocul motorului se disting trei soluții constructive de cămăși :
cămașă integrală care face corp comun cu blocul cilindrilor;
cămașă uscată executată ca o bucșă simplă presată în bloc și prelucrată ulterior;
cămașă umedă aflată în legătură directă cu mediul de răcire.
Dintre aceste tipuri de cămăși avantajele cele mai mari le au cămășile umede care:
– asigură cel mai bun schimb de căldură către mediul de răcire;
– oferă libertate mare la alegerea materialului cămășii;
– asigură condiții de reparare ușoară a motorului prin schimbarea cămășii chiar pe autovehicul;
– prelucrare în volum redus;
– realizarea unui bloc cu miezuri simple și solide, bine fixate în forme, cu posibilități minime de rebut la turnare, în ciuda obținerii unui bloc mai puțin rigid și necesității unor cămăși cu pereți mai groși pentru asigurarea rezistenței necesare.
În cazul motorului de proiectat se adoptă cămăși umede.
Particularitatea constructivă de bază a cămășii umede este aceea că fiind în legătură directă cu mediul de răcire, pe lângă faptul că trebuie să reziste la forța gazelor, trebuie să realizeze și etanșarea mediului de răcire în părțile superioară și inferioară.
Se adoptă soluția de cămașă cu sprijinire pe un umăr plasat la aproximativ 1/4 din cursa pistonului, soluție prin care se asigură o răcire bună a părții superioare a cilindrului. În același timp se scurtează partea care transmite apăsarea din partea chiulasei fapt care micșorează pericolul deformării cămășii care în cazul cămășii cu sprijin în partea de jos este mult mai mare.
Cilindrul, ca spațiu în care se desfășoară ciclul motor, trebuie etanșat față de gaze în zona de contact cu chiulasa și față de lichidul de răcire în zona de fixare în bloc.
Fig 13.1
La asamblarea cu chiulasa etanșarea se realizează prin garnitura de chiulasă.
Etanșarea față de lichidul de răcire la cămășile cu umăr de sprijin intermediar se face la partea inferioară prin garnituri de hârtie sau de cupru.
Notațiile din figura 13.1 reprezintă: 1 – locaș inelar; 2 – flanșă; 3,4 – brâuri de centrare.
Lungimea cămășii cilindrului se determină în funcție de cursa . . pistonului și lungimea acestuia. Se are în vedere ca mantaua pistonului să depășească marginea inferioară a cămășii cu b=10…15 mm pentru favorizarea preluării uleiului din ceața ce se formează în carter și evacuării mai ușoare a căldurii.
Lc=S +L -b = 109+123,2-12 = 220,2mm (13.1)
cu S=109 mm- cursa pistonului
L=123,2 mm – lungimea pistonului
Lungimea camerei de răcire Lcr se alege astfel încât să depășească nivelul primului segment de comprimare când pistonul se află la pmi și la pme cu a=6…10mm.
Lcr = 150 mm (13.2)
Grosimea peretelui cămășii se calculează cu relația:
= 0,04·D +0,28 = 0,04·112 +0,28 =4,76 mm (13.3)
Figura 13.2
Diametrul exterior al gulerului de sprijin se determină din condiția ca presiunea ce ia naștere la suprafața de contact dintre guler și bloc să nu depășească presiunea admisibilă a materialului blocului (pa= 380 MPa pentru Fc200).
pc=F/A < pa (13.4)
cu F – forța care apasă asupra gulerului unui cilindru datorită strângerii chiulasei
(13.5)
A – aria de sprijin a gulerului pe bloc
(13.6)
Din relațiile (13.4), (13.5) și (13.6) rezultă:
(13.7)
cu
D2 =D+2·+2= 112+2· 4+2 =122 mm (13.8)
Se adoptă Dg=125mm
Înălțimea minimă a gulerului se determină din condiția de rezistență la încovoiere. Se consideră gulerul ca o placă inelară încastrată în cămașa cilindrului de-a lungul circumferinței de diametru D2 și încărcată cu o sarcină uniform distribuită (q) creată de forța F:
(13.9)
Fig 13.3
Momentul încovoietor maxim este:
(13.10)
cu l = Dg – D2 =125-122 =3 mm
Modulul de rezistență axial se determină cu relația:
(13.11)
Tensiunea maximă de încovoiere trebuie să fie cel mult egală cu tensiunea admisibilă
a = 460 MPa, deci
(13.12)
Din relațiile (13.11) și (13.12) rezultă lățimea minimă necesară a gulerului:
(13.13)
Deci
Hg = 4 mm
cu
unde cr=3 – coeficientul de siguranță la rupere.
13.3 Calculul de rezistență al cămășii
Calculul de rezistență al cămășii constă în verificarea grosimii peretelui (adoptată anterior) pe baza teoriei tubului cu pereți groși.
Cămașa cilindrului este solicitată de :
– presiunea gazelor de ardere din cilindru (pcil);
– forța normală N transmisă de piston;
– tensiunile ce iau naștere datorită încălzirii inegale.
Fig 13.4
a) Tensiunile datorate presiunii gazelor
Sub acțiunea presiunii pcil în secțiunile făcute în lungul tubului cu cilindrii concentrici cu suprafețele interioară și exterioară ale tubului apar tensiuni normale orientate în lungul razei (r), iar în secțiunile făcute cu plane ce conțin axa tubului apar tensiuni normale care sunt tangente la cercul ce trece prin punctul considerat ().
Figura 13.5
Aceste tensiuni se determină cu expresia:
cu r[R, R1] (13.14)
Pe conturul interior al cilindrului, când r=R, tensiunile sunt:
(13.15)
ri1 = – pcil = -5,651 MPa
iar pe conturul exterior (r=R1)
(13.16)
re1 = 0
în care :
– raza interioară a cămășii
– raza exterioară a cămășii
pcil = 5,651 MPa – presiunea maximă din cilindru.
Tensiunile cele mai mari se produc în interiorul tubului unde există o stare plană de tensiune de întindere – compresiune.
b. Tensiunile datorate strângerii chiulasei
Acestea sunt tensiuni de compresiune ce apar în secțiunile făcute de plane perpendiculare pe axa cămășii și se determină cu relația:
(13.17)
în care F=44773 N – forța cu care apasă chiulasa asupra cămășii
c. Tensiunile termice
Cămașa cilindrului este încălzită la interior de către gazele de ardere și răcită la exterior de către lichidul de răcire.
În regim stabil de funcționare (la sarcini și turații constante) în cămașa cilindrului apar tensiuni termice staționare.
Se face următoarea ipoteză: cămașa cilindrului este un tub cu lungime mare care se încălzește astfel încât se realizează o stare termică axial simetrică cu temperatura constantă în lungul tubului, dar variabilă pe lungimea peretelui după o lege liniară.
În ipoteza de mai sus, tensiunile care apar în pereții cămășii cilindrului sunt:
(13.18)
(13.19)
(13.20)
relații în care mărimile ce intervin au următoarea semnificație:
– E= (1,2…1,6)·105 MPa – modulul de elasticitate longitudinală pentru fontă ;
Se adoptă E = 1,4 ·105 Mpa.
– 0= 10-5 grd-1 – coeficientul de dilatare termică liniară al fontei;
– = 0,24 – coeficientul contracției transversale al fontei;
– ti = 140 °C – temperatura la interiorul cămășii;
– te = 80 °C – temperatura la exteriorul cămășii;
– r[R, R1] – rază oarecare.
Pe suprafața interioară (r=R) vom avea:
ri3 = 0 MPa
i3 = -55,99 MPa
xi3 = -55,99 MPa
iar pe suprafața exterioară (r=R1) va fi:
re3 = 0 MPa
e3 = 54,52 MPa
xe3 = 54,52 MPa
Valoarea maximă a tensiunii r se obține pentru r cu valoarea:
(13.21)
Deci rmax = 58,42 MPa
d. Determinarea tensiunii echivalente
Tensiunile totale corespunzătoare conturului interior al cămășii sunt:
i =i1 +i3 = 82,03 + (-55,99) = 26,04 MPa
ri =ri1 = -5,651 Mpa (13.22)
xi =xi1 +xi3 =–39,39 + (-55,99) = -95,38MPa
Ținând cont de valorile acestor tensiuni se fac următoarele notații:
1 =i =26,04 MPa
2 =ri = -5,651 MPa (13.23)
3 = xi = -95,38 MPa
Tensiunea echivalentă pe conturul interior este:
ech i = 1 – 3 = 26,04 + 95,38 = 121,42 MPa (13.24)
Analog se determină tensiunile corespunzătoare conturului exterior al cămășii:
e =e1 +e3 = 82,03 + 54,52 = 136,55 MPa
re = 0 (13.25)
xe =xe1 +xe3 = -39,39 + 54,52 = 15,13 MPa
Rezultă:
1 =i =136,55 MPa
2 =ri = 15,13 MPa (13.26)
3 = xi = 0 MPa
Tensiunea echivalentă este:
ech e = 1 – 3 =136,55 – 0= 136,55 MPa (13.27)
Pentru verificare trebuie ca
max(ech i , ech e ) a (13.28)
cu
Deci
max(ech i , ech e ) = 136,55 a = 153,35 MPa
=== Capitolul XIV ===
CAPITOLUL XIV
Construcția și calculul pistonului
14.1 Rol, componență, condiții funcționale
Grupul piston este partea din mecanismul motor care asigură evoluția fluidului motor în cilindru, îndeplinind următoarele funcții:
transmite bielei forța de presiune a gazelor;
transmite cilindrului reacțiunea normală produsă de bielă;
etanșează cilindrul în ambele sensuri împiedicând scăparea gazelor în carter și pătrunderea uleiului în camera de ardere;
creează o mișcare dirijată a gazelor în cilindru;
este organ de pompare.
Fig 14.1
Grupul piston este alcătuit din trei organe: pistonul, bolțul și segmenții.
Pistonul se compune din:
-capul pistonului care preia presiunea gazelor;
-regiunea port- segment, prevăzută cu canale în care se introduc segmenții;
-mantaua pistonului care ghidează pistonul în cilindru și transmite forța normală;
-umerii mantalei.
Pistonul funcționează în condiții de presiune și temperatură ridicate, fiind supus unor solicitări mecanice și termice care provoacă importante fenomene de oboseală. În același timp, sub efectul presiunii gazelor și a forțelor de inerție, asociate cu dificultatea realizării unei ungeri lichide, lucrul mecanic de frecare capătă valori însemnate, determinând o intensă uzură a grupului piston.
În aceste condiții de lucru, pistonul trebuie să îndeplinească funcții multiple de multe ori cu caracter contradictoriu:
– să preia forța de presiune a gazelor și să o transmită mecanismului motor, fără să se deformeze prea mult;
– să preia și să transmită căldura degajată prin ardere cu deformații minime;
– să asigure prin intermediul segmenților etanșarea față de gazele de ardere controlând în același timp cantitatea de ulei de pe oglinda cilindrului și cea care trece în camera de ardere;
– să fie ușor pentru a se micșora forțele de inerție;
– să fie rezistent la uzură și coroziune în toate condițiile de lucru.
Capul pistonului închide spațiul cu volum variabil al camerei de ardere, forma lui depinzând în mare măsură de tipul motorului și al camerei de ardere.
Pentru a mări rigiditatea capului pistonului partea lui inferioară se nervurează, aceste nervuri favorizând într-o anumită măsură evacuarea căldurii.
Regiunea port- segment (partea de etanșare) trebuie să asigure evacuarea celei mai mari părți din căldura primită de piston și etanșarea camerei de ardere în ambele sensuri.
Pragul de foc aflat deasupra primului canal pentru segmenți trebuie să aibă o grosime astfel încât segmentul superior să fie plasat suficient de departe de zona temperaturilor înalte. Este de preferat ca la poziția corespunzătoare pmi, porțiunea port-segment să aibă legătură cu lichidul de răcire.
Primul segment se plasează de obicei sub marginea interioară a capului pistonului. În același scop se racordează larg la interior regiunea port segment cu capul pistonului, cu o rază (0,05…0,10)D.
Mantaua pistonului transmite forța normală N pereților cilindrului și ghidează pistonul în mișcare.
Numai o parte a mantalei, corespunzătoare unui unghi = 90…100° participă la transmiterea forței N. Din această cauză, pentru micșorarea masei pistonului se degajează părți care corespund unghiurilor .
Bosajele bolțului au rolul de a transmite forțele de la piston la bolț, din care cauză se impune o bună consolidare față de capul și mantaua pistonului prin nervuri.
14.2 Alegerea materialului
Datorită condițiilor de lucru, materialul pentru pistoane trebuie să satisfacă o serie de cerințe și anume:
– rezistență ridicată la temperatură înaltă și sarcini variabile;
– densitate mică;
– bună conductibilitate termică;
– coeficient de dilatare redus;
– ușoară prelucrabilitate;
– rezistență ridicată la uzură.
Față de condițiile de funcționare ale pistonului, aliajele de aluminiu sunt cele mai bune. Dintre acestea, majoritatea constructorilor folosesc aliaje eutectice (11,7…13,5% Si) datorită dilatării reduse a acestora, mai ales pentru calitățile lor bune de frecare și uzură. Totodată, sunt mai puțin sensibile la formarea fisurilor.
Rezistența mecanică mai scăzută a aliajelor pe bază de siliciu la temperaturi ridicate conduce la secțiuni mai mari, deci la pistoane mai grele. Totuși, mărirea secțiunii este compensată de densitatea mai mică a acestor aliaje.
Pistoanele din aliaje de Al se supun tratamentelor termice (călire, îmbătrânire sau ambele) care le ridică duritatea și rezistența mecanică.
Conform STAS 201/2 – 80 se adoptă pentru construcția pistoanelor un aliaj eutectic pentru turnare în forme metalice ATC Si10Cu3Mg , și tratament termic de durificare prin îmbătrânire artificială, material care prezintă următoarele proprietăți:
densitatea = 2,68…2,70 kg/m3
conductivitatea termică = 138…155 W/Mk
coeficientul de dilatare = (20,5…21,5)10-6 K-1
limita de curgere c= 220 MPa
rezistența la rupere r= 240 MPa
densitatea Brinell HB=110
modulul de elasticitate longitudinal E=(6,7…7,1)104MPa
modulul de elasticitate transversal G=(2,4…2,7)104MPa
coeficientul Poisson = 0,32…0,36
14.3 Alegerea dimensiunilor caracteristice
Dimensiunile principale ale pistonului se adoptă după date statistice
Fig 14.2
(14.1)
(14.2)
(14.3)
(14.4)
Alte dimensiuni ale pistonului:
Înălțimea regiunii port-segmenți :
Se adoptă mm;
Grosimea capului pistonului :
h=6..14
Se adoptă h=10 mm;
Înălțimea mantalei :
(14.5)
Diametrul umerilor :
(14.6)
14.4 Verificarea capului pistonului
Pentru determinarea tensiunilor datorate presiunii maxime din cilindru, se consideră capul pistonului sub forma unei plăci circulare încastrate pe conturul dat de diametrul interior al capului Dc , cu grosime constantă încărcată cu o sarcină uniform distribuită.
Într-o astfel de placă apar tensiuni normale radiale r’ și tensiuni normale circumferențiale l’ care se calculează cu relațiile:
(14.7)
(14.8)
Fig 14.3 Fig 14.4
în care :
pmax= 5,651 MPa presiunea maximă din cilindru;
= 0,34 coeficientul Poisson
– raza interioară a capului pistonului;
r[0,Ri] – rază oarecare
y[-/2;+ /2]
Valorile extreme ale tensiunilor se obțin în centrul plăcii și în încastrare pentru y = /2:
-în centrul plăcii (r=0)
= = 19,15 MPa (14.9)
-în încastrare (r=Ri)
= 28,57 MPa
== 0,34· (28,57)=9,71 MPa
Pentru stabilirea solicitării termice a capului pistonului se procedează în felul următor: se determină tensiunile r1 și 1 schematizând capul pistonului sub forma unei plăci circulare, liberă pe contur, cu grosime constantă supusă unui câmp de temperatură axial simetric. Se ține seama că peretele lateral al pistonului împiedică dilatarea liberă a capului creând pe suprafața pistonului o presiune p; se calculează tensiunile r2 și 2 care țin seama de presiunea p; se determină tensiunile r2 și 2 cauzate de variația temperaturii pe direcția axei plăcii (axa Oy).
Se consideră că temperatura în placă este distribuită după legea :
(14.10)
unde Tc =300 K – temperatura în centrul plăcii
T=40K – diferența de temperatură între centrul și marginea plăcii;
Această variație de temperatură creează tensiunile:
(14.11)
care au următoarele valori:
-în centrul plăcii (r=0):
r1c= 1c= -21,69 MPa
-în încastrare (r=Ri):
r1i=0
=35,42 MPa
în care =21·10-6 K-1 – coeficientul de dilatare termică liniară;
E=7·104 MPa – modulul de elasticitate longitudinală.
Presiunea care ia naștere pe suprafața frontală a plăcii se calculează cu relația:
(14.12)
în care
(14.13)
cu
Fig 14.5
Această presiune determină tensiuni de compresiune constante pe direcție radială cr și pe direcție circumferențială c egale între ele și egale cu p, în toate punctele plăcii:
cr=c=0
Prin suprapunere de efecte se determină:
r2 =r1+p
(14.14)
= +p
În centrul plăcii(r=0)
r2c =r1c+ p = -21,69-9,39 = -31,08 MPa
= + p = -21,69 -9,39 = -31,08 MPa
iar în încărcare (r=Ri)
r2i =r1i+p= 0-9,39= -9,39 MPa
= +p= 29,4-9,3 =20,1 MPa
Fig 14.6
Considerând o variație liniară a temperaturii pe grosimea plăci, în aceasta apar tensiuni de încovoiere pe direcție radială r3 și circumferențială 3 egale între ele și care se calculează cu relația:
(14.15)
cu T0=Ts-Ti= 30 K – diferența de temperatură între temperatura pe suprafața superioară (Ts) și inferioară (Ti).
Pentru y = /2 se obțin expresiile tensiunilor pe suprafața inferioară și superioară a plăcii:
Aceste tensiuni au valoare constantă pentru orice valoare a razei r[0,Ri] variind numai pe înălțimea plăcii.
Tensiunile totale ce apar în placă r și se determină prin suprapunere de efecte. Punctele cele mai solicitate se găsesc în centru (r=0) și la periferia plăcii (r=Ri) pe suprafețele superioară (y=-/2)și inferioară (y=+/2).
Valorile acestor tensiuni sunt:
-în centrul plăcii (r=0):
– pe suprafața inferioară (y=+/2)
rc=rc+ r2+r3= 19,15 – 31,08+33,41 = 21,48 MPa
= ++= 19,15-31,08+33,41= 21,48 MPa
-pe suprafața superioară (y=-/2):
rc=+ +r3= -19,15 – 31,08-33,41 = -83,64 MPa
= + += -19,15-31,08-33,41= -83,64 MPa
– pe conturul plăcii (r=Ri)
-pe suprafața inferioară (y=+/2)
ri= – – r2+r3= -28,57 – 9,39 +33,41=- 4,55 MPa
= ++ =-9,71 + 20,1 +33,41= 43,8 MPa
-pe suprafața superioară (y=-/2):
ri=ri’ – r2 - r3= 28,57 – 9,39 -33,41= -14,23 MPa
=+ += 9,71 + 20,1 -33,41= -3,6 MPa
După teoria tensiunilor tangențiale maxime, dacă tensiunile rc și c sau ri și i au același semn, se va lua tensiunea maximă în valoare absolută și se va compara cu tensiunea admisibilă
|max | |a | (14.16)
Dacă cele două tensiuni au semne diferite, atunci se va face suma valorilor absolute și se va compara cu tensiunea admisibilă:
|rc |+|c | |a |
(14.17)
|ri |+|i | |a |
cu
a =c/cr =240/2=120 MPa
unde cr=2- coeficientul de siguranță
În cazul de față avem:
-în centrul plăcii:
-pe suprafața inferioară:
max = 21,48 MPa a (14.18)
-pe suprafața superioară:
max = 83,64 MPa a (14.19)
-pe conturul plăcii:
-pe suprafața inferioară:
max =|ri |+| |= 4,55 + 43,8 =48,35 MPa a (14.20)
-pe suprafața superioară:
max =20.14 MPa a (14.21)
14.5 Verificarea regiunii port-segmenți
Această verificare se face la compresiune, luând în considerare presiunea maximă a gazelor.
Secțiunea periculoasă este aceea a deschiderilor prin care se evacuează uleiul colectat de segmentul de ungere.
Se adoptă un număr de n=6 orificii de evacuare a uleiului cu diametrul d=1,5 mm.
Aria netă a secțiunii va fi:
Fig 14.6
(14.22)
cu
Tensiunea la compresiune ce se dezvoltă în această secțiune se determină cu relația:
(14.23)
valoare care trebuie să fie mai mică decât a=120 MPa .
comp=112,55MPa a
14.6 Verificarea mantalei
Verificarea mantalei constă în compararea presiunii ce ia naștere între suprafața laterală a pistonului și suprafața interioară a cămășii cu presiunea admisibilă. Această presiune apare datorită forței normale N și nu trebuie să depășească limita admisibilă: pa= 0,4…0,8 MPa, a cărei depășire poate periclita pelicula de ulei.
(14.24)
unde Nmax = 5692 N – forța normală maximă
Lm = 97,12 mm – lungimea mantalei
Fig 14.7
14.7 Verificarea umerilor pistonului
Verificarea la forfecare a umerilor pistonului se face când aceștia nu sunt solidarizați prin nervuri cu suprafața interioară a pistonului. Relația de calcul este:
(14.25)
în care:
pmax este presiunea maximă din cilindru:
D diametrul exterior al cilindrului:
du diametrul exterior al umărului;
d diametrul interior al umărului, egal cu diametrul exterior al bolțului;
tensiunea tangențială admisibilă ( )
=== Capitolul XIX ===
CAPITOLUL XIX
Construcția și calculul mecanismului de distribuție
19.1 Tipuri de mecanisme de distribuție utilizate la M.A.I
Sistemul de distribuție a gazelor reprezintă ansamblul tuturor organelor care permite umplerea periodică a cilindrilor cu amestec carburant proaspăt și evacuarea periodică a gazelor arse din cilindru. Sistemul de distribuție trebuie să fie eficient, adică să asigure un grad de umplere ridicat și în plus să asigure distribuția uniformă a fluidului proaspăt între cilindrii motorului .
Sistemul de distribuție este alcătuit din: conductele (colectoarele) care distribuie fluidul proaspăt între cilindri și colectează și transportă gazele arse în atmosferă, mecanismul care comandă deschiderea și închiderea periodică a orificiilor de admisie și evacuare și amortizoarele de zgomot care limitează intensitatea zgomotelor produse de evacuarea gazelor de ardere sau de admisie a fluidului proaspăt.
Se disting trei procedee de comandă a deschiderii și închiderii orificiilor de admisie și evacuare: distribuție prin sertare, distribuția prin lumini de baleiaj, distribuția prin supape;
Sistemul de distribuție prin sertare oferă posibilitatea de a crea secțiuni de trecere mari în comparație cu sistemele cu supape, o funcționare fără zgomot și o acționare simplă. Ele nu sunt însă folosite pe scară largă deoarece prezintă dezavantaje specifice mari: mase mari în mișcare, dificultatea răcirii și a ungerii, ajutaje pretențioase. Din punct de vedere constructiv se disting sisteme de distribuție cu sertar conic și cu sertar plan folosite pentru un singur cilindru și sisteme cu sertar cilindric orizontal folosite pentru toți cilindrii motorului. În ultima situație, la rotirea sertarului cilindric, canalele acestuia comunică fie cu conducta de admisie fie cu conducta de evacuare.
Distribuția prin luminile de baleiaj este caracteristică motoarelor în doi timpi. Unele motoare în doi timpi utilizează distribuția mixtă prin lumini de baleiaj pentru admisie și supapă de evacuare .
Construcția mecanismului de distribuție prin supape depinde direct de modul de dispunere a supapei în raport cu cilindrul (supapa lateral față de cilindru sau montată în chiulasă), de modul de amplasare a arborelui de distribuție (arborele de distribuție amplasat în blocul motor sau în chiulasă ), de numărul și dispunerea supapelor de supape pe cilindru (supape înclinate sau în linie).
În situația amplasării arborelui de distribuție în blocul motor și a supapelor în chiulasă există două variante constructive, în funcție de așezarea cilindrilor. Astfel, în figura 19.1 a se prezintă schema cinematică a unui sistem de distribuție al unui motor cu cilindrii în linie iar în figura 19.1 b sistemul de distribuție al unui motor cu cilindrii în V. Semnificațiile elementelor din figură sunt: arborele cu came (1), tachetul (2), tija împingătoare (3), culbutorul (4), supapa (5), arcul supapei (6).
Pentru a mări durabilitatea camelor și frecvența proprie a arcului sau ansamblului de piese în mișcare se reduc forțele de inerție prin eliminarea unor piese din mecanismul de comandă. În acest scop arborele de distribuție se amplasează în chiulasă, fiind soluția cea mai răspândită la motoarele de autovehicule actuale. Dacă supapele sunt așezate în linie se utilizează un singur arbore de distribuție care antrenează direct supapa (figura 19.2a); când supapele sunt înclinate mișcarea se transmite printr-un culbutor (b) sau o pârghie (c), pe arborele de distribuție fiind amplasate atât camele de admisie cât și camele de evacuare.
Dacă se prevăd mai mult de două supape se utilizează doi arbori de distribuție (d) când supapele de admisie și evacuare sunt așezate fiecare pe aceeași linie sau un singur arbore de distribuție când supapele de același fel se așeză alăturat; în ultimul caz antrenarea se efectuează prin intermediul unor traverse, ghidate printr-o bucșă (e).
19.2 Părțile componente ale mecanismului de distribuție
Elementele fundamentale ale unui sistem de distribuție clasic cu arborele cu came în bloc și supapele în chiulasă sunt cele prezentate în figura 19.3: supapa 1 care obturează orificiile de schimbare a gazelor; arcul supapei 2 care menține supapa pe sediu sau împiedică desprinderea ei de sistemul de comandă a mișcării; arborele de distribuție 3 cu cama 4 ce comandă mișcarea supapei; sistemul de împingători – tachetul 5, tija 6 și culbutorul 7; sistemul de transmitere a mișcării de la arborele cotit la arborele cu came.
Supapa este alcătuită din două părți: talerul supapei, care obturează orificiul din chiulasă și tija supapei care primește mișcarea, servește pentru ghidare și evacuează o parte din căldura primită de taler.
Pentru a mări eficiența etanșării supapa se deschide în interiorul cilindrului astfel încât să fie aplicată pe suprafața de reazem de forța de presiune a gazelor.
Suprafața de reazem este conică deoarece se obține un efect de autoconcentrare și o presiune sporită pe sediu, când lungimea b a feței conice se micșorează. Reducerea lui b micșorează suprafața de contact dintre taler și sediu, ceea ce împiedică evacuarea de căldură și sporește temperatura de regim a supapei. Talerul supapei este solicitat de forța de presiune a gazelor și de tensiunea arcului care produc eforturi unitare în fibra exterioară și interioară, distribuite neuniform. O solicitare mecanică suplimentară – solicitare dinamică, de șoc, produsă de forța arcului și de forța de inerție – apare la așezarea supapei pe sediu (șoc pe fața conică) sau la acționarea ei ( șoc pe capătul tijei). Ca urmare, suprafețele de reazem și de acționare pretind a duritate superficială sporită. Deformația supapei perturbă contactul perfect pe sediu, ceea ce compromite etanșarea; de aceea, trebuie să posede nu numai rezistență mecanică înaltă ci și rigiditate superioară.
În timpul funcționării, supapa – în special cea de evacuare – se încălzește puternic. Distribuția de temperatură este neuniformă pe talerul supapei și depinde de felul supapei (admisie sau evacuare), de forma și modul de răcire a supapei.
După forma talerului supapele sunt de trei feluri (figura 19.5): cu taler plat (a); cu taler sferic (b) și cu taler în formă de lalea (c).
Supapa cu taler plat se prelucrează ușor iar rigiditatea este satisfăcătoare. Supapa cu taler sferic se utilizează în special ca supapă de evacuare deoarece are o rigiditate sporită. Supapa cu taler în formă de lalea se utilizează ca supapă de admisie deoarece permite o racordare largă cu tija și reducerea masei prin evazare, ceea ce asigură formă aerodinamică, masă mică și rigiditate mare; are o suprafață sporită de contact cu gazele fierbinți și evacuează greu fluxul termic, motiv pentru care nu este potrivită ca supapă de evacuare.
Bucșa de ghidare și scaunul supapei
Tija supapei este ghidată într-o bucșă separată (figura 19.7), demontabilă, introdusă cu strângere în locașul din chiulasă.
Cuplul format din tija supapei și bucșa de ghidare lucrează în condiții deosebite. Pentru a ușura evacuarea căldurii din supapă jocul trebuie redus la minim, dar, din cauza dilatării tijei, un joc prea mic creează pericolul de gripaj. Pentru a micșora frecarea și a reduce gripajul cuplului tijă – supapă, acesta trebuie uns. Ungerea se realizează prin ceață de ulei și stropire. La o ungere prea abundentă și un joc prea mare consumul de ulei se poate dubla din cauza depresiunii din galeria de admisie. Pentru a reduce consumul, accesul uleiului între tijă și bucșă se limitează prin reducerea jocului. Pentru a proteja supapa de evacuare de acțiunea gazelor fierbinți bucșa de ghidare coboară până aproape de talerul supapei de evacuare.
Eliminarea bucșei de ghidare reduce temperatura supapei cu 100…1200C, deoarece se ușurează transferul de căldură; în schimb locașul de ghidare nu se poate înlocui după uzare. Bucșele se confecționează din materiale cu proprietăți antifricțiune, rezistente la temperaturi înalte: fontă refractară, bronz refractar.
Scaunul supapei se confecționează separat, pentru a mări rezistența la uzare, sub forma unor inele care se presează în locașuri, din materiale cu rezistență mare la coroziune și duritate mare la temperaturi înalte (fontă refractară sau oțel refractar).
Tachetul preia reacțiunea laterală produsă de camă prin frecare.
În cazul soluției constructive cu arborele cu came în chiulasă , când acționarea supapei se face direct de către camă, pentru a descărca tija supapei de forța laterală se montează pe capătul tijei un pahar de ghidare (figura 19.6) care se mișcă într-o bucșă cilindrică . Tachetul se execută gol la interior pentru a-i micșora masa. Durabilitatea tachetului se mărește prin rotirea lui în funcționare, ceea ce înlesnește distribuția uzărilor pe întreaga suprafață a platoului.
Arcurile se montează în regiunea tijei și mențin supapa pe sediu în cursul procesului de schimbare a gazelor. Totodată preiau și forța de inerție care ar perturba legătura dintre camă și supapă.
19.3 Materiale utilizate în construcția mecanismului de distribuție
Talerul supapei de evacuare pretinde un material cu rezistență mecanică și duritate sporite la temperaturi înalte, rezistență superioară la acțiunea oxidantă a gazelor, conductibilitate termică ridicată; tija supapei pretinde calități bune de alunecare. Oțelul pentru supape are structură feritică sau austenitică, cu un conținut de carbon de 0,4…0,8% și este înalt aliat (elementele de aliere pot fi Cr, Ni, Si, W, V, Ti, Al, Co). Supapa de admisie se confecționează din oțel aliat cu Cr – Ni (STAS 791-66, mărcile: 40C-10X, 35CN15X) sau Cr – Si. Supapa de evacuare se confecționează din oțel refractar cu Cr (12 – 14%), Ni (11 – 15%), W (2 – 4%). La motoarele cu puteri mici se utilizează adeseori același material pentru ambele supape ca și pentru tijă și taler. La motoarele cu puteri mai mari talerul se execută din oțel aliat cu Cr – Si iar tija din oțel Cr – Ni; îmbinarea dintre tijă și taler se execută prin sudură sau prin fretare. O soluție de reducere a uzurii produsă prin șoc este acoperirea feței conice a supapei și a capătului tijei cu un strat protector de stelit – aliaj dur de Co (16…70%), Cr (15…40%), Mo (0…10%), Ni (0…34%), Fe (0…5%) sau de eatonit sau nicrom de 1…2,5 mm grosime. Tija supapei fiind expusă pericolului de gripaj se nitrurează sau se cromează. Arborele de distribuție se execută prin turnare sau forjare din oțel de calitate sau ușor aliat (OLC 10, OLC 15, OLC45X, OLC55) sau din fontă cu grafit nodular sau aliată. Suprafețele supuse la uzură (camele și fusurile) se supun unui tratament termic sau termochimic de călire sau cementare. Lagărele arborelui de distribuție se confecționează sub forma unor bucșe de oțel cu aliaj antifricțiune sau aluminiu. Arcurile de supapă de confecționează frecvent sub formă de spirală cilindrică din sârmă de oțel aliat cu Cr, V, Ni, Mn.
19.4 Calculul mecanismului de distribuție
19.4.1 Adoptarea dimensiunilor supapelor
Dimensiunile supapelor au fost adoptate în cadrul capitolului 2 și sunt următoarele:
a. Dimensiunile supapei de admisie
Diametrul mare al talerului SA:
(19.1)
Diametrul mic al talerului SA se consideră egal cu diametrul galeriei de admisie din chiulasă:
(19.2)
Diametrul relativ al orificiului de admisie este raportul dintre diametrul galeriei de admisie din chiulasă și alezaj :
(19.3)
În literatura de specialitate se recomandă:
Unghiul suprafeței de etanșare poate avea va valori: pentru motorul din tema de proiectare se adoptă valoarea uzuală:
Lățimea sediului SA se calculează cu relația:
; (19.4)
b. Dimensiunile supapei de evacuare
Diametrul mare al talerului SE rezultă din considerentul ca spațiul rămas liber în cilindru să fie cuprins între (5…9) mm, impunându-se condiția ca diametrul acesteia să fie mai mic decât diametrul SA deoarece supapa de evacuare este mai puternic solicitată termic decât supapa de admisie:
(19.5)
Diametrul mic al talerului SE este egal cu diametrul galeriei de evacuare din chiulasă:
(19.6)
Unghiul suprafeței de etanșare : ;
Lățimea sediului SE:
; (19.7)
19.4.2 Calculul înălțimii critice și înălțimii maxime de ridicare a supapei
Înălțimea maximă de ridicare a supapei se alege astfel încât să fie satisfăcută condiția de secțiune litrică. Conform figurii 19.7 secțiunea de trecere oferită de supapă se calculează pentru două poziții distincte ale supapei. Prima poziție este aceea în care normala coborâtă din punctele A și A` (vârful diametrului mic al talerului) cade pe sediul talerului.
În acest caz secțiunea oferită de supapă este un trunchi de con ABB`A` cu aria . Cu notațiile din figură, unde hs este înălțimea momentană de ridicare, rezultă:
; (19.8)
Înălțimea critică de ridicare a supapei, când perpendiculara din A cade în B este:
(19.9)
Pentru rezultă aria AI:
; (19.10)
Pentru aria secțiunii oferite este:
(19.11)
Aria secțiunii efective a canalului este:
(19.12)
Înălțimea maximă de ridicare a supapei rezultă prin impunerea condiției ca aria efectivă a canalului să fie egală cu AII:
(19.13)
Din relația (19.13) rezultă:
(19.14)
19.4.3 Determinarea profilului camei armonice
Profilul camei se determină în raport cu cerințele cinematice și se verifică apoi prin calcul timpul sau unghiul – secțiune. Profilul trebuie să comande deplasarea supapei cu accelerații mici pentru a limita forțele de inerție.
Un profil simplu este cel executat din două arce de cerc (cama armonică). Profilul se construiește pe baza diagramei fazelor de distribuție (figura 19.8), din care rezultă durata deschiderii supapelor de admisie măsurată în grade RAC sau RAD.
La motoarele în patru timpi turația arborelui de distribuție este egală cu jumătate din turația arborelui cotit, deoarece supapele trebuie să se deschidă o sigură dată pe un ciclu motor. Rezultă că turația arborelui de distribuție la turația de putere maximă a motorului este:
(19.15)
Duratele deschiderii supapelor de admisie și evacuare sunt:
(19.16)
(19.17)
Intervalele unghiulare ale deschiderii supapelor, raportate la arborele de distribuție, vor avea valorile:
(19.18)
(19.19)
Se trasează cercul primitiv al camei (figura 19.9) cu centrul în O și diametrul d0 . Față de o axă verticală se măsoară de o parte și de alta unghiurile RAD pe porțiunea de ridicare și de coborâre și se precizează punctele A și A` care corespund începutului și sfârșitului de ridicare a supapei și tachetului. De la cercul primitiv se măsoară pe diametrul vertical până în punctul C, segmentul hs care reprezintă înălțimea maximă de ridicare pe camă. Prin punctele A, C și A` se trasează curba profilului formată din două arce de cerc de rază r1 și r2 cu condiția ca arcele să fie tengente între ele și tangente la cercul primitiv, adică normalele punctelor de tangență să fie comune. Normala în punctul A se suprapune peste raza OA a cercului primitiv și se prelungește până în O1 astfel încât O1A = r1. Raza r2 se adoptă și rezultă valoarea razei r1.
Elementele (constantele) cu ajutorul cărora se trasează profilul camei armonice sunt:
Diametrul cercului de bază d0
d0 = (0,25…0,3) D = (28…33,6) mm; Se adoptă d0 = 30 mm;
Diametrul arborelui cu came da = d0 –(2…5) mm = (28…25) mm;
Se adoptă da = 26 mm;
Unghiul RAD:
– pe porțiunea de ridicare (19.20)
– pe porțiunea de coborâre (19.21)
Raza arcului de vârf r2 are valori în intervalul (2 …r2max), unde valoare maximă este dată de relația:
(19.22)
Se adoptă: r2 = 12 mm;
Constantele ajutătoare
A = r0+hc-r2 = 26,131; (19.23)
B = r0+hc = 38,095; (19.24)
C = r1-r0 = 215,408; (19.25)
Raza arcului lateral
(19.26)
19.4.4 Cinematica tachetului și a supapei
Ridicarea tachetului pe arcul lateral
(19.27)
Ridicarea tachetului pe arcul de vârf
; (19.28)
Viteza tachetului pe arcul lateral
(19.29)
Viteza tachetului pe arcul de vârf
(19.30)
Aria momentană oferită de supapa de admisie:
(19.31)
=== Capitolul XV ===
CAPITOLUL XV
Construcția și calculul bolțului
15.1 Rol, condiții funcționale, construcție
Bolțul este organul prin intermediul căruia se transmite forța de presiune a gazelor din camera de ardere de la piston la bielă, asigurând totodată și mișcarea relativă dintre acestea.
Bolțul este supus unor solicitări mecanice importante datorită forței de presiune a gazelor și a forței de inerție a masei pistonului, variabile ca mărime și sens.
În anumite perioade de funcționare (ardere violentă, schimbarea sensului forțelor) bolțul este supus solicitărilor prin șoc.
.
.
Fig 15.1
Solicitările provoacă încovoierea bolțului în plan longitudinal, ovalizarea în plan transversal și în același timp forfecarea în planul A-A.
În plus, apare uzarea intensă a bolțului datorită dificultăților de ungere care provoacă un regim termic ridicat (80…160 °C), datorită deformațiilor și șocurilor care întrerup pelicula de ulei, datorită jocurilor prea mari care intensifică sarcinile de șoc.
Pentru asigurarea unor condiții normale de funcționare se impun următoarele cerințe:
rezistență mare la încovoiere și oboseală în condiții de sarcini aplicate cu șoc;
deformări minime;
rezistență ridicată la uzură pentru suprafața de lucru;
masă mică deoarece participă la mărimea forțelor de inerție.
Bolțul se realizează sub formă tubulară, în diferite variante, funcție de tipul motorului și felul îmbinării cu biela și pistonul.
Cel mai utilizat este bolțul cu secțiune constantă fiind cel mai ușor de realizat tehnologic.
15.2 Alegerea tipului de asamblare bolț- bielă- piston
Fig 15.2
În figura 15.2 au fost notate: 1 – piciorul bielei; 2 – umerii pistonului; 3 – bucșă antifricșiune; 4-inele de siguranță; 5 – canale pentru ulei; 6 – capul mic al bielei.
La motoarele pentru automobile, asamblarea bolțului cu pistonul și biela se realizează fie cu bolț flotant, fie cu bolț fix în piciorul bielei.
Asamblarea cu bolț flotant este metoda cea mai utilizată deoarece asigură uzuri minime și uniforme atât pe lungime, cât și pe circumferință, precum și un montaj ușor. Uzura redusă și uniformă se datorează faptului că vitezele relative între suprafețele în contact sunt aproximativ cu 50% mai mici, comparativ cu celelalte metode de asamblare, deoarece periodic bolțul execută și o rotație completă.
Pentru limitarea deplasării axiale se utilizează inele elastice din oțel de arc.
Deoarece prezența acestor inele împiedică trecerea pe suprafața bolțului din piston a uleiului ras de segmentul de ungere, ungerea acestuia se face cu ceața de ulei din carter ce pătrunde prin orificii practicate în bosajele pistonului. Pentru ungerea bolțului în bielă, se execută în piciorul acesteia un orificiu ce străbate și bucșa antifricțiune prin care pătrunde uleiul din ceața ce se formează sub capul pistonului.
15.3 Alegerea materialului și dimensiunilor caracteristice
Fig 15.3
Bolțul se confecționează prin strunjire din bare tubulare laminate, fiind apoi supuse tratamentului termic. în urma tratamentului trebuie să aibă un miez tenace, pentru a rezista solicitărilor cu șoc și o duritate mare a suprafeței exterioare, pentru a rezista la uzură. Oțelurile care satisfac cel mai bine aceste cerințe sunt oțelurile carbon de cementare și oțelurile aliate de cementare cu elemente de aliere Cr, Mo, Ni, Ti.
Pentru condiții grele de lucru bolțurile se execută din oțeluri aliate de cementare.
Se alege pentru construcția bolțului oțelul de cementare cu marca 18 MnCr11 cu proprietățile:
limita de curgere c=735 Mpa ;
rezistența la rupere p=880 Mpa ;
alungirea la rupere r=10%;
densitatea Brinell HB=187Mpa .
Suprafețele se cementează pe întreaga lungime pe o adâncime de 0,5…1,2 mm, urmată de călire de revenire. Duritatea suprafeței la exterior după călire trebuie să ajungă la 58…62 HRC, iar miezul la 38…44 HRC.
Prin revenire se asigură stabilizarea structurii la suprafață și se evită modificările dimensionale în timpul funcționării. În aceste condiții se obține rezistența la uzură, la oboseală precum și tenacitatea necesară.
La stabilirea dimensiunilor bolțului trebuie avut în vedere ca diametrul exterior și lungimea acestuia să fie suficiente, astfel încât presiunea ce se dezvoltă pe suprafața sa să nu depășească 40- 50 MPa de la care ungerea se înrăutățește.
Diametrul interior se determină din condițiile limitării deformațiilor de încovoiere și ovalizării.
Se adoptă următoarele dimensiuni:
– diametrul exterior al bolțului
– diametrul interior al bolțului
– lungimea bolțului
– lungimea bolțului în bielă
– jocul dintre bolț și piciorul bielei j=1…2,5 mm. Se adoptă 2 mm.
15.4 Calculul de rezistență al bolțului
15.4.1 Verificarea bolțului la oboseală prin încovoiere
Pentru verificarea la oboseală prin încovoiere se admite schema de calcul din fig.15.4 unde pe porțiunile de lungime lp cuprinse între umerii pistonului se consideră o distribuție liniară, iar pe porțiunea lb cuprinsă în piciorul bielei o distribuție uniformă.
Fig 15.4
Secțiunea periculoasă la încovoiere este la mijlocul bolțului, deci la l/2 , unde momentul încovoietor este:
(15.1)
în care F = Fp + Fj este forța care acționează asupra bolțului variabilă ca mărime pe parcursul unui ciclu.
Această forță reprezintă rezultanta dintre forța de presiune a gazelor și forța de inerție a masei pistonului și segmenților.
Această forță rezultantă are o valoare maximă și una minimă:
Fmax=1863 N pentru = 360° RAC
(15.2)
Fmin= -45843 N pentru = 0° RAC
Corespunzător acestor forțe, relația (15.1) devine:
Modulul de rezistență al bolțului Wz este:
(15.3)
Tensiunile maximă și minimă care apar în bolț sunt:
(15.4)
(15.5)
Tensiunea maximă ce se ia în considerare în calculul de verificare este:
max =max(imax , |imin | ) =115,17 Mpa (15.6)
La bolțul flotant se consideră că ciclul de încărcare este simetric, presupunând că bolțul se rotește de 180° la fiecare ciclu motor.
Coeficientul de siguranță la oboseală este dat de relația:
(15.7)
în care -1=380 MPa – rezistența la oboseală prin ciclul simetric de încovoiere
k =1
=1,10 – coeficientul de calitate al suprafeței
= 0,8 – coeficient dimensional
Deci:
c = 2,9 >cimpus= 1,5
15.4.2. Verificarea bolțului la forfecare
Aceasta se face în secțiunea unde forța tăietoare este maximă:
Tmax = Fmax/2 [N] (15.8)
Fig 15.5
Tensiunea tangențială maximă se găsește în axa Oz și este constantă de-a lungul acestei axe. Înlocuind Tmax în relația lui Juravski se obține:
(15.9)
Ținând seama că:
Sz – momentul static al jumătății suprafeței secțiunii față de axa Oz
(15.10)
b=deb -dib – grosimea bolțului
Iz- momentul de inerție al secțiunii față de axa Oz
(15.11)
se obține relația de verificare:
(15.12)
unde =dib/deb=40/28=0,7
16.4.3 Verificarea bolțului la ovalizare
Se consideră bolțul ca o bară curbă încărcată simetric, pe circumferința definită de raza medie:
rm = (deb -dib )/4=(40+28)/4= 17 mm (15.13)
cu o sarcină (p) distribuită sinusoidal p=posin.
Fig 15.6
S-a considerat pe suprafața superioară presiunea ce ia naștere între bolț și umerii pistonului, iar pe suprafața inferioară presiunea ce ia naștere între bolț și piciorul bielei.
Aceste presiuni apar în secțiuni transversale diferite și de aceea forța F se multiplică cu coeficientul :
k=1,5-15∙(-0,4)3 =1,5 -15∙(0,7 -0,4)3 =1,095 (15.14)
Având în vedere simetria încărcăturii, se poate lua în studiu jumătate din bară, cu precizarea că în secțiunile de simetrie apar doar forțe axiale și momente încovoietoare.
În proiecție pe verticală:
(15.15)
cu p=p0 sin
Fig 15.7 Fig 15.8
din care rezultă:
(15.16)
Bara din figură este de asemenea simetrică, problema reducându-se la studiul unui sfert de bară.
Rezultatele obținute pe aceasta se transpun simetric pe toată bara.
Eforturile unitare într-o secțiune oarecare se determină cu relațiile:
(15.17)
Tensiunile din fibrele exterioare și interioare se calculează cu relațiile:
(15.18)
cu h=(deb-dib)/2 = (40-28)/2 = 6 mm
Tensiunea maximă este de compresiune în fibra inferioară (pentru α=0); se recalculează cu expresia:
(15.19)
Trebuie ca
unde
cu cr= 3 – coeficientul de siguranță la rupere.
Deformația maximă de ovalizare se produce în plan perpendicular pe axa pistonului. Această deformație nu trebuie să depășească jocul diametral la cald în umerii pistonului:
Δ’=(0,0005…0,001)∙deb= (0,0005…0,001)∙40=0,02…0,04 mm
Se adoptă Δ’= 0,03 mm
Fig 15.9
Deformația de ovalizare este:
(15.20)
unde E=2,1·105MPa – modulul de elasticitate longitudinală
Jocurile bolțului depind de tipul îmbinării cu biela și pistonul.
Montajul se face prin încălzirea pistonului la o temperatură de 80…120°C astfel ca diametrul locașului după încălzire să permită trecerea liberă a bolțului.
Jocul de montaj între bolț și piciorul bielei este de 0,01…0,03 mm și se menține și la cald, deoarece temperaturile bolțului și bielei sunt aproximativ aceleași și ambele se execută din materiale cu coeficienți de dilatare identici.
=== Capitolul XVI ===
CAPITOLUL XVI
Construcția și calculul segmenților
16.1 Rol, condiții funcționale, construcție
Segmentul este un inel elastic de contact între cilindru și piston, în mișcarea de dute-vino a acestuia.
Pe un piston se montează un set de segmenți, care în ansamblu trebuie să asigure: etanșeitatea camerei de ardere, reglarea cantității de ulei de pe oglinda cilindrului și îmbunătățirea transmiterii căldurii de la piston la cilindru.
Aceste funcții pot fi îndeplinite dacă suprafața exterioară a segmenților se află în contact perfect cu oglinda cilindrului iar flancurile se așează perfect pe suprafețele corespunzătoare din piston.
Pentru a îndeplini aceste funcții, pe piston se montează două feluri de segmenți:
-segmenți de compresie cu rol de etanșare a camerei de ardere;
-segmenți de ungere cu rol de reglare a cantității de ulei de pe oglinda cilindrului.
Fig 17.1
Fig 16.1
În timpul funcționării motorului, asupra segmenților acționează forțe datorate presiunii gazelor, forțe de inerție, forțe datorate elasticității proprii și uneori datorită elementelor elastice suplimentare (expandoare) și forțe de frecare. Rezultantele acestor forțe imprimă o mișcare axială și radială segmentului în canalul său, provocând lovituri și uzuri pe suprafața de contact.
Datorită contactului cu gazele fierbinți segmenții se încălzesc. Temperatura maximă o are primul segment iar valorile cele mai mari se înregistrează în vecinătatea capetelor ( 300°C). Pentru a nu compromite funcțiile segmenților datorită încălzirii, se urmărește menținerea temperaturii acestora la circa 250°C, temperatură considerată drept admisibilă.
Ungerea segmenților este de tip hidromecanic. Totuși, în apropierea punctelor moarte, segmentul de ungere devine semifluid, deoarece uleiul nu poate prelua presiunea exercitată de elasticitatea segmentului.
Datorită condițiilor specifice de funcționare, segmenții sunt supuși unui proces complex de uzură de contact, corozivă și abrazivă. Cel mai mult se uzează primul segment care lucrează în condițiile de temperatură și presiune ridicate combinate cu o lipsă parțială sau chiar totală a ungerii.
Rezultă că, în condiții de temperatură ridicată și ungere precară segmentul trebuie să suporte tensiuni variabile atât de natură mecanică, cât și de natură termică, deformații și uzuri minime.
Dacă se au în vedere condițiile de lucru și funcțiile ce trebuie îndeplinite, segmenților li se impun următoarele cerințe:
-elasticitate corespunzătoare care să se mențină și la temperaturi înalte un timp îndelungat;
– să asigure repartizarea presiunilor pe oglinda cilindrului;
-să aibă o formă geometrică adecvată, care să asigure o așezare etanșă pe suprafețele de lucru;
-materialul să aibă bune proprietăți antifricțiune și rezistență mare la uzură în condiții de temperatură înaltă și ungere insuficientă;
-să asigure posibilitatea rapidă de rodaj și adaptabilitate pe oglinda cilindrului.
Fig 16.2
La alegerea numărului de segmenți se ține cont de rolurile segmenților, în primul rând de gradul de etanșare al camerei de ardere.
Astfel sarcina principală de etanșare o are primul segment (segmentul de foc). Eficiența segmenților următori este mai redusă dar nu neglijabilă. În mod obișnuit, la mas se utilizează doi segmenți de compresie și un singur segment de ungere.
Sub acțiunea presiunii gazelor (p), puțin mai mică decât presiunea din camera de ardere, segmentul este aplicat cu fața sa inferioară pe umărul locașului din piston; presiunea gazelor p1, care au pătruns în spatele segmentului (care este mai mică decât p din cauza laminării) apasă puternic segmentul pe oglinda cilindrului.
Peste efectul elasticității segmentului etanșeitatea se obține și cu ajutorul presiunii gazelor. La acesta mai contribuie și pelicula de ulei care la suprafețele în contact, închide intervalul dintre asperități. Totuși, o anumită cantitate de gaze pătrunde prin interstițiul dintre capete și dintre suprafețe la al doilea segment cu o presiune mult mai mică.
Fenomenele de etanșare și curgere se repetă și la ceilalți segmenți, însă cu volum mult mai redus. Se obține o etanșare sub efect de labirint.
Se apreciază că ansamblul segmenților asigură o etanșare normală când presiunea după ultimul segment reprezintă 3…4% din presiunea p, iar volumul de gaze scăpat este cuprins între 0,2….1% din volumul încărcăturii proaspete admise în cilindru.
Segmentul de ungere are funcția de a distribui uniform uleiul, pe oglinda cilindrului, surplusul de ulei fiind răzuit și evacuat în interiorul pistonului prin orificiile din segment și piston practicate în acest scop.
Totuși deplasarea unei cantități de ulei spre camera de ardere nu poate fi evitată datorită efectului de pompaj al segmenților și deplasării curentului de ulei (existent ca urmare a ungerii hidrodinamice) în sens opus mișcării pistonului.
Funcționarea segmenților de ungere se consideră normală la menținerea consumului în limitele 0,7…1,4 g.kW· h.
16.2 Construcția segmenților
În general, elementele constructive ale segmenților de compresiune sunt cele din figura alăturată.
Experiența arată că eficacitatea și fiabilitatea unui segment crește când înălțimea h este mică. Prin aceasta se asigură o etanșare mai bună, o adaptabilitate mai rapidă, se reduce lucrul mecanic de frecare și se micșorează uzura. În plus, se reduce inerția segmentului reducându-se astfel intensitatea bătăilor în locaș. Segmenții subțiri prezintă și unele dezavantaje: fragilitate mărită, o înrăutățire a evacuării căldurii, tendință mai mare spre deformare.
Fig 16.3
Grosimea radială a segmentului variază în funcție de diametru, în raportul D/a =21…23.
Mărirea grosimii radiale este favorabilă pentru ridicarea elasticității, îmbunătățirea evacuării căldurii, împotriva acțiunii de strivire a segmentului în canal și pentru reducerea tendinței de vibrații. Totuși o grosime radială mărită are dezavantajele: adaptabilitate redusă la ovalizarea cilindrului; elasticitate redusă la încălzire; tendință sporită la rupere ca urmare a tensiunilor mai ridicate.
Deschiderea segmentului în stare liberă, S0, influențează presiunea elastică și se află în limitele:S0 = (0,1…0,15) · D.
Fanta segmentului poate fi executată în diferite variante, dar experiența a arătat că forma acesteia influențează într-o mică măsură asupra scăpării gazelor, din care cauză se preferă fanta dreaptă a cărei fabricație este mai simplă.
În funcție de secțiunea lor segmenții pot fi:
-cu secțiune dreptunghiulară;
-conici sau ușor conici;
-trapezoidali;
-cu secțiune asimetrică;
-cu suprafață bombată.
Dintre aceștia, segmenții cu secțiune dreptunghiulară au cea mai mare utilizare, prezentând avantajul unei tehnologii simple de fabricație și în condiții normale de funcționare îndeplinesc toate funcțiile de etanșare.
Segmenții trapezoidali reprezintă o soluție eficientă împotriva blocării în canal. Sub efectul de basculare a pistonului, jocul axial se modifică expulzând din canal uleiul sau alte depuneri. Se folosesc în special ca segmenți de foc.
În cazul proiectului folosesc segment de foc cu secțiune trapezoidală și segment de etanșare cu secțiune dreptunghiulară.
Segmenții de ungere se caracterizează prin presiune medie elastică ridicată, jocuri reduse între segment și fețele laterale ale canalului din piston, prezența unor cavități unde se adună uleiul răzuit de pe pereții cilindrului. Pentru acești segmenți se cere să aibă o masă mică și un grad mare de conformabilitate.
Constructiv, segmenții de ungere se grupează astfel:
-segmenți perforați sau cu secțiune unitară, cei mai simpli din punct de vedere al construcției dar cei mai puțini satisfăcători în ceea ce privește cantitatea de ulei evacuată.
-segmenți perforați prevăzuți cu o degajare pe o suprafață laterală care dublează numărul fețelor răzuitoare sporind eficiența raclării și evacuării uleiului.
-segmenți cu ferestre și arc expandor care se caracterizează printr-o mare flexibilitate și calități excepționale de conformabilitate.
-segmenți de ungere din oțel compuși din 2 inele de oțel și unul sau două expandoare care asigură apărarea radială și axială. Acest tip de segment este unul complicat din punct de vedere constructiv și cu tehnologie complicată de fabricație.
Se adoptă pentru cazul de față utilizarea segmenților de ungere cu ferestre (realizate prin frezare) și expandor sub formă de arc spiroidal care asigură o presiune elastică între 0,3..0,4 MPa
16.3 Materiale pentru segmenți
Pentru materialul segmenților se impun următoarele proprietăți:
-înaltă rezistență la uzură în condițiile frecării semiuscate și interacțiune bună cu materialul cilindrului;
-proprietăți mecanice ridicate și stabile la temperaturi înalte de funcționare;
-bune calități de amortizare și rezistență la impact;
-conductivitate termică ridicată.
Cel mai potrivit material care să îndeplinească condițiile impuse este fonta. În fabricația segmenților se utilizează fonta cenușie perlito-sorbitică cu grafit lamelar și fonta modificată cu structură perlitică cu grafit nodular (aliată sau nealiată). În unele cazuri se utilizează pentru construcții speciale de segmenți, oțelul.
Față de cerințele de mai sus fonta pentru segmenți care satisface cerințele unui material antifricțiune este fonta cenușie perlitică grafit lamelar. La această varietate de fontă faza antigripantă o constituie grafitul care are o plasticitate redusă, reține uleiul de ungere și rezistă la atacul acizilor. Perlita trebuie să aibă un grad mare de dispersie, iar grafitul să fie sub formă lamele fine, uniform repartizate, în masa metalică.
Fonta din care se realizează segmenții reprezintă un aliaj de fier cu carbon (3,50…4,00%), siliciu (2,50…3.00), mangan (0,50…0,80%), fosfor (0,40…0,60%) și o cantitate mică de crom (<0,30%) și sulf (<0,08%).
Proprietățile mecanice ale acestei fonte sunt:
Tabelul 16.1
16.4 Calculul segmentului
16.4.1 Repartizarea presiunilor elastice
Pentru realizarea unei etanșeități eficiente, presiunea medie pe care o dezvoltă segmentul (pE) se stabilește în corelație cu presiunea radială a gazelor care participă activ la aplicarea segmenților pe cilindru. La motoarele rapide, presiunea radială a gazelor are valori mici, ceea ce obligă la sporirea lui pE.
Pentru motoare cu turații mari de funcționare, din cauza vibrațiilor, presiunea pE ia valori cu atât mai mari cu cât turația este mai mare. Valoarea presiunii pE trebuie limitată datorită faptului că presiunile prea mari provoacă uzuri excesive.
Pentru proiectare se alege presiunea medie pE funcție de turația medie de funcționare a materialului.
Fig 16.4
Domeniul de funcționare stabilă a motorului este:
n=2700…4600rot/min (16.1)
Pentru o turație medie de funcționare
nmed= 3000 rot/min (16.2)
se adoptă valoarea presiunii medii dezvoltată de segment:
pE = 0,25 MPa – pentru segmentul de compresie
(16.3)
pE = 0,55 MPa – pentru segmentul de ungere
Forța tangențială care apare este:
(16.4)
Pentru segmentul de compresie Ft = 28,75 N.
Pentru segmentul de ungere Ft = 24,29 N
Practica exploatării a arătat că, în cazul, unor segmenți cu presiune uniformă pe toată periferia (segmenți de presiune constantă) uzura este neuniformă, valoarea maximă înregistrându-se la capete. Pentru a preveni acest neajuns se realizează segmenți de presiune corectată la care repartiția presiunii este neuniformă, având valoarea maximă la capete. Acești segmenți prin uzură tind să devină segmenți de presiune constantă.
Expresia generală a curbei de presiune este:
(16.5)
în care:
ψ=0,15,30,…180 – unghiul care indică secțiunea unde se calculează presiunea.
ν= n = 12 – numărul de armonici
pν/pE – coeficient cu valori funcție de unghiul ν și de tipul distribuției de presiune.
Pentru trasarea curbei de presiune secțiunea cu ψ =0 este cea opusă fantei.
16.4.2. Calculul grosimii radiale
Raportul D/a reprezintă un factor constructiv de bază al segmentului și se calculează cu relația:
(16.6)
unde σa=400MPa – tensiunea admisibilă
kM= 1,8 – coeficientul funcție de distribuția de presiune
pE=0,25 MPa – pentru segmentul de compresie
pE=0,30 MPa – pentru segmentul de ungere.
Deci D/a=24,33pentru segmentul de compresie iar
a=D/24,33=112/24,33= 4,6 mm. (16.7)
Pentru segmentul de ungere D/a=22,21 iar
a=D/22,21=112/22,21=5,04 mm (16.7’)
16.4.3 Verificarea segmentului la dilatare
Rostul la cald al segmentului (sc) se limitează deoarece la valori mari etanșarea este nesatisfăcătoare, iar la valori mici apare pericolul de impact. Ca urmare se determină valoarea rostului la montaj sm care asigură jocul la cald propus:
(16.8)
în care αs=αc(10…12)· 10-6 K-1 – coeficientul de dilatare pentru materialele segmentului și cilindrului
Se adoptă αs=σc·11· 10-6 K-1
Ts- temperatura segmentului
Tc- temperatura cilindrului
T0- temperatura la montaj
Ts- T0 =130…180 K
Tc- T0 = 100…110 K
Se adoptă:
Ts- T0 =150 K; Tc- T0 =110 K
sc=(0,0015…0,003)·D
Se adoptă
sc=0,0024·D=0,0024·112 = 0,2688 mm pentru segmentul de compresie
sc=0,0017·D=0,0017·112 = 0,1904 mm pentru segmentul de ungere
Rostul de montaj trebuie să fie limitat la 0,2…0,7 mm
Deci, pentru segmenții de compresie
sm= 0,35 mm
iar pentru segmentul de ungere
sm=0,28 mm.
16.4.4 Calculul momentului încovoietor
Presiunea exercitată de cilindru asupra segmentului pE(ψ) este preluată de tensiunile interioare care mențin segmentul în stare echilibru. Ca urmare, fiecare secține a segmentului este solicitată de un moment încovoietor.
Fig 16.5
Momentul produs într-o secțiune este dat de relația:
(16.9)
unde:
ψ=0,15,30…ψmax
cu
ψmax= 180 – arctg sm/2 ·Rm (16.10)
Rm = (D-a)/2= (112-4,6)/2 = 53,7 mm – pentru segmentul de compresie
Rm = (D-a)/2= (112-5,04)/2 = 53,48 mm – pentru segmentul de ungere
Înălțimea axială a segmenților are valori în domeniul:
(1,5….4) mm – pentru segmentul de comprimare
(3,5…6,5)mm – pentru segmentul de ungere
Se adoptă
h=3 mm – pentru segmentul de comprimare
h=5mm – pentru segmentul de ungere
(17.11)
c – parametrul constructiv al segmentului
Pentru segmentul de compresie c=3,1285 mm
Pentru segmentul de ungere c=5,2828 mm.
Deci
ψmax=97,30° – pentru segmentul de compresie
ψmax=99,14° – pentru segmentul de ungere
Determinând momentul încovoietor pentru diferite secțiuni se poate trasa curba de variație a acestuia cu observația că secțiunea cu ψ = 0 este cea opusă restului segmentului.
Tabelul 16.3
16.4.5 Calculul profilului segmentului în stare liberă
Se face observația că punctul Nx din fibra medie în stare montată, de coordonate (Rm, ) se deplasează în poziție N0 de coordonate (R0, 0).
Deplasarea relativă a punctului N0 față de N se compune din :
– deplasarea radială:
(16.12)
– depalsarea unghiulară
în care
ψ=(0,15,30,…ψmax) /180 [rad] (16.14)
E=1,0·105 MPa – modulul de elasticitate pentru fonta cenușie
I – momentul de inerție
I=h·a3[mm4] (16.15)
Pentru segmentul de comprimare I=13,71 mm4
Pentru segmentul de ungere I=42,65 mm4
(16.16)
(16.17)
Pentru segmentul de comprimare B=0,0016
Pentru segmentul de ungere B=0,0568
g=0,1625 (16.18)
Coordonatele t și ε fiind cunoscute se trasează forma liberă a segmentului cu ajutorul relațiilor:
Rm0=Rm + t [mm]
(16.19)
0 = 180/ [rad]
Distanța între capete, măsurată în stare liberă va fi:
s0 = · (3-g) ·Rm · B (16.20)
Pentru segmentul de compresie s0= 9,514 mm
Pentru segmentul de ungere s0= 8,6125 mm
16.4.6 Calculul efortului unitar maxim în timpul funcționării
Acest efort σf max se obține din formula lui Navier pentru secțiunea transversală a segmentului:
σ = M/W < σf adm (16.21)
cu condiția ca M să fie maxim și anume pentru =0, când se obține efortul unitar maxim în timpul funcționării:
(16.21’)
Pentru segmentul de comprimare
σf max = 382 MPa < σf adm =400 MPa
Pentru segmentu de ungere
σf max = 381,3 MPa < σf adm =400 MPa
16.4.7 Calculul tensiunilor în segment la montaj
La montaj segmentul se desface prin îndepărtarea capetelor până la distanța sd, atât cât este necesar pentru a îmbina pistonul. Ca urmare, în secțiunea opusă capetelor apar eforturi unitare care depind de gradul de desfacere (rostul sd) și de procedeul de desfacere.
Pentru ca segmentul să treacă pe piston trebuie să devină tangent la piston în capătul opus rostului (punctul A).
Fig 16.6
Se determină momentul de desfacere maxim, în secțiunea opusă rostului, în funcție de schema de încărcare a segmentului. Se aplică ecuația lui Navier și se obține:
(16.22)
în care m=1 pentru schema a
m=2 pentru schema f.
Pentru segmenții de compresie
σdmax = 313,6 MPa < σd adm =400…500 MPa
Rezultă că se pot folosi ambele procedee de montaj.
Pentru segmentulde ungere
σdmax 1= 466,7 MPa >σd adm =400…500 MPa
σdmax 2 =σdmax 1 /2=233,34 MPa < σd adm =400…500 MPa
În acest caz, se poate folosi metoda din figura f.
16.4.8 Stabilirea jocului segmentului în canal
Jocurile segmentului în canal care trebuie asigurate sunt jocul axial și jocul radial 2.
Jocurile axiale ale segmentului trebuie să fie cât mai mici pentru a reduce scăpările de gaze dar nu pot fi micșorate sub o anumită limită deoarece apare pericolul de blocare. La mas aceste jocuri variază în limitele 0,02…0,05 cu jocuri mai mari pentru primul segment.
Se adoptă următoarele jocuri axiale:
a1 =0,15 mm pentru primul segment de compresie
a2=0,09 mm pentru al doilea segment de compresie
a3=0,05 mm pentru segmentul de ungere
Jocurile radiale nu pot fi reduse sub o anumită limită, deoarece în acest caz nu permit gazelor să ajungă în spatele segmentului. Ele trebuie să asigure securitatea segmentului față de tendința de dilatare a pistonului. Jocurile radiale sunt mai mari decât cele axiale.
r =0,48 mm pentru segmeții de comprimare
r =0,78- 0,80 mm pentru segmentul de ungere.
=== Capitolul XVII ===
CAPITOLUL XVII
Construcția și calculul bielei
Biela este organul mecanismului motor care transmite forța de presiune a gazelor de la piston la arborele cotit și servește la transformarea mișcării alternative de translație a pistonului în mișcare de rotație a arborelui cotit.
Biela reprezintă un subansamblu ale cărui elemente se arată în figura 17.1 :
– piciorul bielei (1)
– bucșa bielei (2)
– corpul bielei (3)
– șuruburile de bielă (4)
– capul bielei (5)
– cuzineții de bielă (6)
– piulițe (7)
– capacul bielei (8)
Fig. 17.1
Fig 17.2 Fig 17.3
Construcția piciorului bielei este determinată de dimensiunile bolțului și de modul de îmbinare piston-bolț-bielă. În cazul bolțului flotant piciorul bielei este rigid.
La partea superioară a bielei se prevede o anumită proeminență pentru ajustarea masei. Pentru rigidizare se mărește raza de racordare între piciorul și corpul bielei.
Principalele dimensiuni ale piciorului bielei se adoptă la următoarele valori:
Dimensiunile principale ale corpului bielei se adoptă la următoarele valori:
Capul bielei este secționat iar capacul se îmbină cu 2 șuruburi. Secționarea se face după un plan normal pe axa bielei. Forma cilindrică este asigurată de partea îngroșată a șurubului de bielă.
Pentru rigidizare capacul bielei se prevede cu nervuri și un exces de material pentru ajustarea masei bielei.
Dimensiunile utilizate sunt:
17.1 Alegerea materialelor pentru bucșa antifricțiune, bielă, cuzineți si șuruburi de bielă
Uleiul pentru ungerea bolțului este adus printr-un orificiu practicat în piciorul bielei. Pentru mărirea eficienței ungerii în bucșă se practică o degajare care formează un rezervor de ulei. La bolțul flotant în piciorul bielei se introduce o bucșă de bronz cu strângere.
Această bucșă se poate realiza din bronz cu aluminiu, bronz cu plumb sau bronz cu staniu.
Se adoptă bucșa din bronz cu aluminiu: CuAl9Fe3 (STAS 198/2-81) cu rezistența la tracțiune r= 400 MPa.
Bucșa se montează cu strângere în picior (max 0,05 mm).
Materialul cel mai adecvat pentru biele de motoare este oțelul de îmbunătățire cu conținut mediu de carbon (0,35…0,45%). Se utilizează în acest scop oțelul carbon de calitate sau oțeluri aliate cu crom, mangan, molibden, nichel, vanadiu.
Se adoptă ca material pentru construcția bielei oțelul aliat:40Cr10 cu limita de curgere c= 780 MPa și rezistența la rupere r= 980 MPa (STAS 791-88)
Ca materiale pentru șuruburile de bielă se utilizează în marea majoritate a cazurilor oțel de îmbunătățire aliat cu crom, mangan, molibden, nichel. Se adoptă oțelul cu marca 34MoCrNi16 cu limita de curgere c= 1000 MPa și rezistența la rupere r= 1200…1400 Mpa.
17.2 Calculul de rezistență al bielei
Calculul piciorului bielei
Asupra piciorului bielei acționează mai multe forțe :
– forța de inerție a grupului piston (Fi) care are valoarea maximă când pistonul se găsește în pmi la începutul cursei de admisie.
Această forță maximă se determină cu relația:
Fi=mgpr2(1+) =2,303·54,5·10-3· 4822· (1+1,27)=69192 N (17.1)
– presiunea pf care apare datorită îmbinării cu strângere a bucșei antifricțiune;
– forța rezultantă (Fc) dată de forța de presiune a gazelor (Fp) și forța de inerție (F’i), adică:
Fc=Fp+F (17.2)
cu
(17.3)
F’i= mgpr2 (cosy’ +cosy’) (17.4)
Forta Fc are valoare maximă pentru pcil = pmax= 5,651 MPa
Deci:
(17.5)
cu D=112 mm – alezajul cilindrului
pcart=0,1 MPa – presiunea din carterul inferior al motorului
=482 rad/s – viteza unghiulară a arborelui cotit la turația de putere maximă
y’= 372 °RAC unghiul corespunzător presiunii maxime
Datorită faptului că forțele Fi și Fc sunt variabile în timp se impune un calcul la oboseală al piciorului.
Calculul piciorului bielei constă în determinarea unui coeficient de siguranță la oboseală și compararea acestuia cu valoarea coeficientului de siguranță impus.
Calculul tensiunilor datorate forței Fi
Se fac următoarele ipoteze simplificatorii:
-se consideră că Fi se distribuie uniform pe jumătatea superioară a piciorului bielei, de-a lungul diametrului mediu;
-se schematizează piciorul sub forma unei bare curbe, cu secțiunea dreptunghiulară constantă încastrată în zona de racordare dintre picior și cap.
Unghiul care marchează începutul racordării se determină constructiv (=125°).
Raza medie a piciorului bielei se determină cu relația:
rm=(de+di)/4=(55+40)/4 = 24 mm (17.6)
Pe baza primei ipoteze și a condiției ca forța Fi să fie uniform distribuită:
(17.7)
se determină expresia sarcinii uniform distribuită:
(17.8)
Luând în considerare simetria barei și încărcărilor față de axa bielei, se poate lua în studiu doar jumătate din bară. În secțiunea de simetrie apar eforturile static nedeterminate N0 și M0. După ridicarea nedeterminării se găsesc eforturile N0 și M0 cu relațiile:
Fig 17.4
(17.9)
(17.10)
în care: :
;
(17.11)
cu c[0, 135]
N0=k1·Fi·10-3 [N] (17.12)
M0=k2·Fi·rm·10-3 [Nmm] (17.13)
Având valorile lui N0 și M0 din secțiunea de simetrie a bielei , se pot calcula valorile forței axiale și momentului în orice secțiune a piciorului bielei. Se folosesc relațiile :
-pentru [0, 2 ]
(17.14)
-pentru [2, c ]
(17.15)
Având eforturile și se pot determina tensiunile (e)în fibrele exterioare (r=re=de/2) și tensiunile (i) din fibrele interioare (r=ri=di/2), pe baza teoriei barelor cu rază mică de curbură, folosind relația:
(17.16)
în care :
h=(de-di)/2=(55-40)/2=7,5 mm – grosimea peretelui piciorului
b=38 mm- lungimea piciorului
k- coeficientul ce ține seama de faptul că o parte din forța axială N e preluată de bucșa presată în piciorul bielei
(12.17)
cu Eb=1,15 ·105 Mpa modulul de elasticitate al materialului bucșei ;
E =2,1 ·105 Mpa modulul de elasticitate al materialului bielei
hb=2 mm – grosimea peretelui bucșei;
17.3. Calculul de rezistentă al șuruburilor de bielă
Șuruburile de bielă servesc pentru asamblarea capacului pe capul bielei.
În timpul funcționării, șuruburile sunt supuse solicitărilor variabile provocate de forțele de inerție care se suprapun forțelor de prestrângere ale șuruburilor care le solicită la întindere. Caracterul solicitării fiind variabil se acordă o mare atenție măririi rezistenței la oboseală, ruperea lor determinând avarii grave ale motorului.
Din această cauză șuruburile bielei prezintă unele particularități. Capul șurubului are o formă specială pentru a facilita montajul. Pentru centrarea capacului capul șurubului este prevăzut cu o parte proeminentă. Trecerea de la cap la corpul șurubului și spre partea filetată se face cu o rază mai mare de 0,2 din diametrul șurubului. Pentru obținerea unei rigidități bune a șurubului, diametrul acesteia se recomandă a fi de 0,12…0,20 din diametrul fusului maneton.Pentru a asigura șuruburile contra desfacerii se utilizează siguranțe din tablă comune sau individuale, cui spintecat sau contrapiuliță. Se adoptă soluția de asigurare prin siguranțe din tablă individuale.
Predimensionarea șuruburilor se face din condiția de rezistență la solicitarea de tracțiune.
(17.18)
cu cc=3 – coeficientul de siguranță la curgere.
FΣ – forța care acționează asupra unui șurub în timpul funcționării motorului.
(17.19)
cu mj=2,842 kg- masa în mișcare de translație
m2=1,423 kg – masa bielei care efectuează mișcarea de rotație
mc=(0,25…0,30) mB – masa capacului
Adopt mc=0,28·mB=0,28· 1,963=0,549 kg
mB=1,963 kg – masa bielei
=1,27
r=54,5 mm – raza manivelei
= 482 rad/s – viteza unghiulară a arborelui cotit în regim de turație maximă.
Se adoptă
(17.20)
Având din calcul ds=6,78 mm se adoptă șurubul de bielă cu filet M 10 cu pasul de 1 mm. Pentru obținerea unui gabarit redus al capului bielei se impune ca grosimea peretelui interior hi 1,5mm. Se adoptă hi=1,5mm.
Cunoscute fiind aceste date distanța dintre axele șuruburilor se determină cu relația:
lc = dc +2hi + ds’ =79+2·1,5 +10 = 92 mm (17.21)
În timpul funcționării asupra șurubului lucrează forța suplimentară Fs. Aceasta se determină cu formula:
Fs=χFt’ (12.22)
Constanta χ se poate calcula pe baza dimensiunilor și elasticității ansamblului. Pentru motoarele de automobil cu diametru mare al capacului χ=0,2…0,25 si scade la 0,15 pentru diametre mici.
=== Capitolul XVIII ===
CAPITOLUL XVIII
Construcția și calculul arborelui cotit
18.1 Rol, componență, condiții funcționale
Arborele cotit este organul motorului care finalizează transformarea lucrului mecanic produs în cilindrii motorului prin mișcarea de translație a pistoanelor în mișcare de rotație proprie care să furnizeze un moment motor util.
Forma generală a arborelui cotit depinde de o serie de factori: tipul motorului, numărul și dispunerea cilindrilor, ordinea de aprindere, echilibrarea motorului, materialul utilizat.
Fig 18.1
Constructiv, la un arbore cotit se disting următoarele părți componente: capătul anterior (1), fusurile paliere (2), fusurile manetoane(3), brațele(4), contragreutățile(5), capătul posterior(6). Arborele cotit asamblat este prevăzut cu volantul necesar uniformizării mișcării.
Pe capătul anterior al arborelui se amplasează pinionul pentru acționarea distribuției, fulia pentru ventilator, toate strânse cu un clichet pentru antrenarea manuală a arborelui cotit.
Pentru montarea acestor organe capătul anterior se execută în trepte.
Fusurile paliere sunt fusurile ce se găsesc pe axa de rotație a arborelui cotit și prin intermediul cărora acestea se sprijină în lagărele executate în carterul superior al motorului.
Pentru a satisface condiția de rigiditate a arborelui cotit, fusurile paliere se amplasează după fiecare cot. Pentru dilatarea liberă a arborelui față de carter se practică fixarea axială cu inele acoperite cu material antifricțiune. Aceasta se poate face la fusul palier posterior, la fusul palier anterior sau la fusul palier central.
În cazul de față fixarea axială se face la fusul palier posterior, caz în care nu se influențează jocul în ambreiaj, în timp ce roata pentru acționarea distribuției se poate deplasa puțin (se adoptă cazul antrenării mecanismului prin curea dințată).
Fusurile manetoane sunt fusurile ce se găsesc de-a lungul și în jurul axei de rotație a arborelui cotit la distanța r=S/2 față de aceasta, servind pentru articularea bielelor. Pentru a asigura o rigiditate satisfăcătoare arborelui cotit se realizează o suprapunere a secțiunilor fusurilor manetoane cu fusurile paliere.
Pentru asigurarea regimului de ungere hidrodinamic la nivelul fusurilor, uleiul este adus sub presiune prin canale executate în arbore care traversează brațele și fusurile. Orificiile de la suprafață se amplasează în acea regiune în care se realizează, pe ciclu, presiunea cea mai mică, după diagrama de uzură.
Brațele sunt părțile arborelui cotit care realizează legăturile dintre cele două tipuri de fusuri. Acestea se realizează sub formă eliptică care asigură rezistență mărită față de solicitările de încovoiere și torsiune și cea mai rațională repartiție a masei de metal.
Contragreutățile sunt mase dispuse pe prelungirea brațelor, în sens opus fusului maneton, cu scopul de a ameliora echilibrarea forțelor de inerție și a momentelor lor și de a descărca parțial lagărele. Prin momentul lor de inerție contragreutățile diminuează și frecvența oscilațiilor de torsiune. De aceea forma lor trebuie astfel concepută încât la un cuplu static cât mai mare să aibă un moment de inerție cât mai mic (să tindă spre o formă circulară). Practic contragreutățile au forma unui sector de cerc.
Capătul posterior, ca parte a arborelui cotit deosebit de solicitată se realizează cu o lungime cât mai mică. Partea terminală a acestui capăt este prevăzută cu flanșă pentru montarea volantului.
Fixarea volantului se face cu șuruburi care trebuie să asigure prin strângere, pe suprafața îmbinării dintre flanșă și volant, un moment de frecare mai mare decât momentul motor.
Etanșarea capătului din spate se obține prin combinarea inelelor deflectoare cu garniturile de etanșare din cauciuc și prin efect de labirint creat printr-o porțiune filetată a capului posterior al arborelui (filetul se execută în sens invers sensului de rotație al arborelui).
Forțele preluate de arborele cotit, periodic variabile, produc momente încovoietoare și de torsiune, de asemenea variabile periodic, care solicită elementele arborelui cotit la oboseală. Această solicitare este periculoasă mai ales în zonele unde rezistența la oboseală e micșorată prin concentrări importante ale eforturilor unitare: la trecerile dintre fusuri și brațe, caracterizate prin variații bruște de secțiune și în dreptul orificiilor cu care sunt prevăzute fusurile pentru vehicularea uleiului de ungere.
Solicitările arborelui au și caracter de șoc, datorită jocurilor din articulații, vitezei mari de creștere a presiunii în timpul arderii și schimbărilor de sens ale forțelor aplicate. Suplimentar, fusurile arborelui cotit sunt supuse frecării și uzurii.
Din cauza solicitărilor de încovoiere, arborele cotit se deformează astfel încât compromite coaxialitatea fusurilor și cuzineților ceea ce determină uzura lagărelor. În plus, o rigiditate insuficientă a carterului și a brațului poate provoca ruperea cotului.
Momentele care solicită arborele cotit generează vibrații de încovoiere și de torsiune ale acestuia. Vibrațiile de încovoiere se asociază cu vibrațiile axiale întrucât deformațiile radiale ale cotului provoacă deplasări axiale ale fusurilor paliere. Deoarece amplitudinile vibrațiilor de încovoiere sunt limitate datorită montării fisurilor în lagăre, aceste vibrații devin periculoase numai dacă jocurile din lagăre se măresc exagerat. Mult mai importante pot fi implicațiile vibrațiilor de torsiune, deoarece deformațiile unghiulare ale arborelui nu sunt controlate decât de rigiditatea lui.
Dintre toate organele motorului, arborele cotit suportă cele mai mari solicitări. De aceea nivelul și varietatea solicitărilor impun ca arborele aibă să valori înalte ale rezistenței la oboseală, rigidității și rezistenței la uzură a fusurilor, susceptibilitate redusă la rezonanța vibrațiilor de torsiune, echilibrare dinamică precum și o înaltă precizie de fabricație ca dimensiuni și formă.
18.2 Alegerea materialului și a dimensiunilor principale
Față de materialul pentru arborele cotit se impun următoarele cerințe:
-mare rezistență la oboseală;
-posibilitatea obținerii unei durități ridicate a suprafeței fusurilor;
-bună prelucrabilitate;
-ușurința obținerii semifabricatului.
Fig 18.1
Pentru a satisface aceste condiții arborii se execută din oțel sau fontă. Alegerea materialului se face și în funcție de procedeul de fabricație și de dimensiunile arborelui. Arborele cotit se confecționează prin două procedee: prin forjare și prin turnare. Arborii forjați se realizează din oțel prin forjare liberă sau în matriță când lungimea arborelui nu depășește 2 m. Pentru turnarea arborelui cotit se folosește în special fonta care s-a dovedit foarte avantajoasă. Cu toate că are o rezistență mică la încovoiere, utilizarea fontei este posibilă atribuind fusurilor și brațelor dimensiuni mai mari și rezemând fiecare cot pe două fusuri paliere ceea ce corespunde cu tendința de rigidizare a arborelui cotit. Arborii cotiți turnați prezintă anumite particularități în raport cu cei forjați. Prin turnare se obține semifabricatul cu o formă mai adecvată din punct de vedere al solicitărilor. Semifabricatul este mai precis, ceea ce determină micșorarea volumului de prelucrări mecanice, reducerea consumului de material și reducerea duratei de fabricație. Datorită prezenței grafitului, arborii turnați din fontă sunt puțin sensibili la concentrarea tensiunilor, au o rezistență la oboseală ridicată. Incluziunile de grafit conferă fontei calități mai înalte de amortizare a oscilațiilor torsionale. Tot prezenței grafitului i se datorează și calitățile antifricțiune superioare ale fontei, din care cauză fusurile au o rezistență mai mare la uzură.
Se alege ca material pentru fabricarea arborelui cotit fonta cu grafit nodular Fgn 800-2 (STAS 6071-82) cu următoarele caracteristici:
Dimensiunile arborelui:
– diametrul fusului maneton : MAC în V
– lungimea fusului maneton : MAC în V
Se adoptă .
– diametrul fusului palier
– lungimea fusului palier
– grosimea brațului.
lățimea brațului
b = 78 mm
– diametrul canalului de ungere
du=0,08
Fig 18.3
18.3 Verificarea fusurilor la presiune specifică și la încălzire
Pentru a preveni expulzarea peliculei de ulei dintre fusuri și cuzineți, se limitează presiunea specifică maximă pe fusul maneton și pe fusul palier. Presiunea specifică maximă pe fusul maneton este dată de relația :
(18.1)
unde =63839 N este rezultanta maxima pe fusul maneton.
Valorile maxime admisibile ale presiunii specifice pe fusul maneton sunt cuprinse în intervalul : .
Presiunea specifică medie se determină cu relația :
(18.2)
Valorile maxime admisibile ale presiunii specifice medii pe fusul maneton sunt cuprinse în intervalul : .
Verificarea fusului maneton la încălzire se efectuează inițial pe baza unui calcul simplificat.Dacă este forța de frecare dintre cuzinet și fus raportata la unitatea de suprafață , f este coeficientul frecării de alunecare iar este presiunea specifică medie pe fusul maneton, se determină coeficientul de uzură K cu relația :
(18.3)
unde:
– =10,72;
– W – viteza relativă dintre fus și semicuzineți;
– ξ = 1,065 – coeficientulde corecție a vitezei relative, adoptat pe baza datelor statistice;
(18.4)
Rezultă :
(18.5)
18.4 Calculul la oboseală al arborelui cotit
18.4.1 Calculul fusului palier
Arborele cotit care comportă mai mult de două reazeme reprezintă o grindă simplu rezemată, static nedeterminată. Dificultățile de calcul impun adoptarea unei scheme simplificate de încărcare și deformare, care consideră arborele cotit ca o grindă discontinuă, alcătuită dintr-un număr de părți egal cu numărul coturilor. Se va calcula fiecare cot izolat în următoarele ipoteze simplificatorii: fiecare cot reprezintă o grindă simplu rezemată pe două reazeme, reazemele sunt rigide și coaxiale, momentele încovoietoare în reazeme se neglijează, în reazemul din stânga cotului considerat acționează un moment de răsucire numit moment de intrare; acesta reprezintă suma momentelor de torsiune a coturilor care preced cotul considerat; în reazemul din dreapta cotului considerat acționează un moment de torsiune numit moment de ieșire, care reprezintă suma momentelor de intrare și torsiune ale cotului considerat. Astfel, efectele exercitate de cilindri anteriori, care se transmit la utilizare prin cotul considerat, sunt luate în seamă de momentul de intrare.
Fusul palier este solicitat la torsiune de un ciclu asimetric. Fusurile paliere dinspre partea frontală a arborelui sunt solicitate de momente de răsucire medii Mm mai mici decât acelea care acționează în fusurile paliere dinspre partea posterioară și mai ales în fusul palier final, dinspre volant, deoarece arborele cotit însumează momentele medii produse de fiecare cilindru. De aceea Mm crește, în general, de la partea frontală la partea posterioară; totodată crește și efortul unitar de torsiune .
Pentru calculul eforturilor de torsiune maxime și minime pentru fiecare fus palier este necesar să se cunoască momentele de torsiune maxime și minime care solicită fiecare fus palier.
Eforturile unitare de torsiune se calculează cu relația:
, (18.6)
în care Mmax reprezintă momentul de torsiune maxim pe fiecare fus palier, iar Wz reprezintă modulul de rezistență axial al fusului palier, calculat cu relația:
(18.7)
A. Calcul fusului palier B
a. Efortul unitar maxim de torsiune
; (18.8)
b. Efortul unitar minim de torsiune
; (18.9)
c. Efortul de torsiune mediu
(18.10)
d. Amplitudinea efortului
(18.11)
e. Coeficientul de siguranță al fusului palier B
(18.12)
unde:
– este raportul dintre factorul de concentrare și factorul dimensional;
– coeficient de calitate al suprafeței;
(18.13)
18.4.2 Calculul fusului maneton
A. Calculul fusului maneton la încovoiere
Fusul maneton este supus la încovoiere și torsiune. Se dezvoltă calculul pentru un cot care se sprijină pe două reazeme și este încărcat de forțe concentrate cunoscute. Algoritmul de calcul este următorul:
a. Se calculează forța tangențială la manetonul k pentru valori ale unghiului de rotație al manivelei α = (0…7200RAC); rezultatele sunt prezentate în tabelul 18.2;
; (18.14)
b. Se calculează forța normală la manetonul k cu relația:
(18.15)
unde:
(18.16)
(18.17)
(18.18)
c. Reacțiunile din reazemul stâng
(18.19)
(18.20)
d. Momentul încovoietor în planul cotului
(18.21)
e. Momentul încovoietor în planul tangențial
(18.22)
f. Momentul încovoietor în planul orificiului de ungere
(18.23)
g. Eforturile unitare maxim și minim de încovoiere
(18.24)
(18.25)
h. Efortul unitar mediu de încovoiere și amplitudinea efortului
(18.26)
(18.27)
Coeficientul de siguranță la încovoiere
(18.28)
B. Calculul fusului maneton la torsiune
Momentul de torsiune al manetonului
(18.29)
Eforturile unitare maxim și minim de torsiune
(18.30)
(18.31)
Modulul de rezistență polar pentru gaura excentrică a fusului maneton
(18.32)
Efortul de torsiune mediu și amplitudinea efortului
(18.33)
(18.34)
Coeficientul de siguranță la torsiune
(18.35)
C. Coeficientul global de siguranță
; (18.36)
=== Capitolul XX ===
CAPITOLUL XX
Sudiul sistemului de ungere la MAI
Descrierea părților componente și a principiului de funcționare
Condițiile de lucru ale motorului cu ardere internă impun existența în ansamblul constructiv a sistemului de ungere, care asigură prezența unei cantități determinate de ulei între suprafețele elementelor aflate în mișcare relativă. Ca efect imediat rezultă micșorarea frecării, deci reducerea pierderilor mecanice și uzura; în același timp uleiul are și efect protector împotriva coroziunii. Totodată preia o parte din căldura rezultată în urma frecării, contribuind la răcirea diferitelor elemente, mai ales a acelora a căror răcire nu se poate obține prin alte modalități. Împreună cu ansamblul piston-segmenți- cilindru, uleiul de ungere contribuie și la etanșarea camerei de ardere.
Intensitatea ungerii diferitelor piese depinde atât de rolul lor funcțional cât și de condițiile de lucru, adică de sarcină și viteza deplasării relative.
După modul cum este debitat uleiul către suprafețele în frecare, ungerea se poate realiza cu ulei sub presiune, prin stropire cu jet de ulei sau prin ceață de ulei. În construcția motoarelor de automobile se utilizează procedeul de ungere mixtă, unde anumite piese (lagăre, bolțul, întinzătorul de lanț, etc.) se ung cu ulei sub presiune, iar altele (cilindrul, pistoanele, etc.) pot fi unse cu ceață de ulei sau prin stropire cu jet.
Condiții pentru uleiuri
În principiu, în componența sistemului de ungere sunt cuprinse următoarele elemente: rezervorul de ulei, pompa de ulei, conducte interne sau externe pentru transportul uleiului, la locurile de ungere, elemente de filtrare a uleiului, radiatorul de ulei, elemente de asigurare și control.
După locul în care este depozitat uleiul, sistemele de ungere pot fi:
-cu carter umed la care uleiul se află în baia plasată la partea inferioară a motorului;
-cu carter uscat la care uleiul este depozitat într-un rezervor plasat în afara motorului de unde se transportă la locurile de ungere.
În construcția de automobile se utilizează sistemul de ungere cu carter umed.
În construcția de automobile se utilizează sistemul de ungere cu carter umed, a cărei schemă generală se arată in fig 20.1.Pompa de ulei cu roți dințate (1), absoarbe uleiul din baia (13) prin sita sorbului (2) și îl refulează în conducta principlă (5) după ce a trecut prin conducta(3) și filtrele de curățire brută( 4).Din conducta principală uleiul trece la lagărele arborelui cotit, iar prin canalele (10), la fusurile manetoane.Prin canalele (7) uleiul ajunge la lagărele arborelui de distribuție și de aici la axul culbutorilor (11). O parte din ulei , aproximativ 15% ,trece prin filtrul de epurare fină (8) după care se introduce în carter pentru regenerarea uleiului.Oglinda cilindrului și camele sunt unse prin stropire cu jet și ceață de ulei.Pentru a menține temperatura uleiului în anumite limite instalația mai cuprinde în anumite cazuri un radiator de ulei (17).Preiunea uleiului din sistemul de ungere este controlată cu manometrul (15) ,iar nivelul în baia de ulei se verifică cu tija (12).În sistem mai sunt incluse și diferite supape de siguranță care să permită preântâmpinarea unor avarii.
Fig 20.1
Scheme ale sistemului de ungere la diferite motoare:
Fig 20.2
Fig 20.3
Fig 20.4
Fig 20.5
Fig 20.6
Fig 20.7
În figura 20.8 se arată modul de ungere a oglinzii cilindrului prin expulzarea uleiului din orificiul bielei , iar în figura 20.9 se arată modul cum se realizează ungerea culbutorilor.
Fig 20.8
Fig 20.9
Pompa de ulei
În sistemul de ungere al motoarelor de automobile se utilizează trei tipuri de pompe de ulei:
cu roți dințate cu angrenare exterioară (dreaptă sau elicoidală);
cu rotor cu lobi;
cu palete.
Fig 20.10
Fig 20.11
Supapa de siguranță
Pompele de ulei se construiesc astfel încât să asigure suprafețelor în frecare cantitatea de ulei necesară la funcționarea motorului la turație joasă.Rezultă că la turațiile mari pompa va trimite o cantitate de ulei mai mare decât este necesară.Pentru a evita apariția suprapresiunii în circuitul de ungere se introduce un dispozitiv de siguranță sub forma unei supape montate în circuitul de refulare a pompei.În majoritatea cazurilor ca supapă se utilizează o bilă menținută pe sediul său cu un arc.În unele cazuri ca supapă se folosește un piston.Când presiuna din circuitul de ungere depășește limita admisă supapa se deschide eliberând orificiul de trecere al uleiului în carter sau în spațiul de aspirație al pompei.
Amplasarea pompei de ulei pe motor se realizează fie în exteriorul motorului fie în carterul inferior.
Acționarea pompelor se poate obține de la arborele cu came (la MAS aceeași antrenare cu axul distribuitorului) sau de la arborele cotit prin pinionul de acționare a distribuției.
Filtrarea uleiului
În timpul funcționării motorului calitatea uleiului se modifică datorită pătrunderii unor impurități : particule metalice provenite din uzura motorului, particule de praf care pătrund cu aerul de admisie nefiltrat carect sau prin orificiul de umplere cu ulei , impurități lichide provenind din apa de răcire care poate ajunge în baie printr-o etanșare defectuoasă ,gaze de ardere care pătrund în baie datorită imperfecțiunii etnșării segmenților.Ca urmare a degradării uleiului ungerea este compromisă antrenând amplificarea uzurilor și provocând chiar avarii ale motorului.
Pentru a preântâmpina aceste neajunsuri în sistemul de ungere se introduc filtre de ulei care au rolul de a reține elementele de impurificare.
Filtrele se împart în două grupe,din punct de vedere al fineții de filtrare :
filtre de curățire brută rețin impurități (20…100μm);
filtre de curățire fină rețin impurități de dimensiuni până la 5μm.
Dacă se are în vedere procedeul de filtrare se împart:
filtre statice :
cu sită metalică;
cu discuri;
cu element filtrant de hârtie (Fig 20.14);
filtre magnetice;
filtre active.
– filtre dinamice realizează separarea impurităților prin centrifugare.
Fig 20.12
Fig 20.13
Fig 20.14
a b
Fig 20.15
Filtru cu discuri:
a) pentru filtrare brută,discuri metalice;
b) pentru filtrare fină,discuri din carton.
a b
Fig 20.16
Funcționarea filtrului de ulei:
a)funcționare normală;
b)funcționare când filtrul este îmbâcsit.
Radiatorul de ulei
Este destinat să transmită căldura de la uleiul încălzit la mediul exterior.După modul cum se realizează răcirea , radiatoarele de ulei sunt de 2 tipuri:
radiatoare răcite cu apă;
radiatoare răcite cu aer.
Radiatoarele răcite cu apă sunt de dimensiuni mai mari ,însă asigură o încălzire rapidă a uleiului după pornire și o temperatură mai stabilă , indiferent de condițiile de exploatare (temperatura mediului ambiant, turație sarcină) Fig 20.17.
Radiatoarele răcite cu aer au dimensiuni reduse ,sunt mai ușor de executat, în schimb nu por realiza o temperatură a uleiului atât de stabilă și nici încălzirea acestuia după pornire, ca în primul caz.
Fig 20.17
=== Capitolul XXI ===
CAPITOLUL XXI
PROIECTAREA TEHNOLOGIEI DE BRAZARE A RADIATORULUI PENTRU LICHIDUL DE RĂCIRE A MOTORULUI ȘI PENTRU RĂCIREA ULEIULUI
Introducere
Brazarea cu flacără a aluminiului nu este un procedeu nou.Primul procedeu de brazare a unor ansambluri din aluminiu a utilizat un fluy de bază de cloruri și un arzător cu flacără ca și sursă de încălzire.Principiul a rămas același și ceea ce s-a schimbat între timp constă în tipurile de flux, precum și calitatea aliajelor de aluminiu folosite.
Totuși, chiar dacă totul se reduce la utilizarea unui flux, a unui material de adaos și a flacării cu sursa de încălzire, există o mulțime de aspecte care trebuie învățate despre procedeul de brazare a aluminiului.Cel mai bun exemplu îl constituie faptul ca specialiștii în brazare întâmpină dificultăți la aplicarea procedeului de brazare NOCOLOK. Acest lucru provine din faptul că experiența a fost acumulată în special din brazarea cu flacără cu fluxuri corozive pe bază de cloruri. Acest procedeu nu poate fi aplicat întocmai în cazul brazării NOCOLOK.
Brazarea cu flacără
Brazarea este procedeu de unire a matalelor utilizând un metal de adaos topit, care prin răcire formează legătura între piese. Temperatura de topire a metalului de adaos este mai mare de 450˚C , dar sub temperatura de topire a pieselor.Brazarea cu flacără presupune urilizarea flăcării ca și sursă de încălzire pentru obținerea celor de mai sus.
Brazarea cu flacără se pretează foarte bine pentru unirea componentelor cu configurație simplă precum tub cu tub, tub cu radord și piese având masa termică diferită.Deoarece prin utilizarea încălzirii cu flacără se pot obține viteze de încălzire mult mai mari decât în cazul brazării în cuptor, procedeu cu flacără este mai flexibil și poate fi utilizat chiar și în cazul unor aliaje de aluminiu cu conținut de magneziu.
Fluxul NOCOLOK
Fluxul NOCOLOK este o pușbere albă formată dintr-un amestec de săruri de fluoroaluminat de potasiu cu formula generală K1-3AIF4-G. El are o plajă a temperaturii de topire a aliajului de brazare Aluminiu-siliciu.Fluxul este necoroziv și nehigroscopic și este foarte puțin solubil în apă( între 0,2% și 0,4% ). Ca urmare timpul cât poate fi păstrat fluxul este nelimitat.Fluxul nu reacționeză cu aluminiul nici la temperatura camerei și nici la temperatura de brazare, și devine reactiv numai când este topit.
Rolul fluxului
Odată topit fluxul actionează prin dizolvarea filmului de oxid de la suprafața pieselor din aluminiu care urmează a se braza și previne oxidarea ulterioară. Fluxul topit udă marginile pieselor în contact și permite metalului de aport să curgă liber în jocul (spațiul) dintre piese prin capilaritate. După răcire, fluxul se solidifică și rămâne la suprafață sub forma unui film subțire, aderent, care nu necesită să fie înlăturat.
Mărimea jocului
Pentru brazarea cu flacără mărimea jocului se recomandă a fi între 0,15 mm. Jocuri mai mari pot fi admise, dar acestea atenuează fenomenul de capilaritate și măresc efectul gravitației și ca urmare metalul de aport se poate scurge între piese în loc să formeze o legătură. În acest caz este necesară utilizarea unei cantități mai mari de material de aport. La partea opusă se află jocurile prea mici care trebuie deasemenea evitate deoarece nu pemit repartizarea uniformă a metalului de aport topit în jurul joncțiunii și generează discontinuități în zina de brazare.
Echipamentul recomandat pentru brazarea cu flacără
Deoarece principiile brazării cu flacără pot fi înțelese utilizând un echipament elementar, se va descrie numai aceasta și anume echipamentul de brazare manuală. Utilizarea altor echipamente mai sofisticate nu depinde decât de gradul de automatizare dorit de utilizator.
Torța de brazare
Încălzirea uniformă a joncțiunii este foarte importantă. Din acest motiv se recomandă utilizarea unei troțe cu două duze( capete) care să permită încălzirea simultană a joncțiunii din două părți.
Duza torței
O duză cu mai multe orificii generează o flacără mai largă și ameliorează încălzirea uniformă a joncțiunii. O flacără direcționată trebuie evitată deoarece ea poate străpunge cu ușurință metalul.
Materiale consumabile
Gazul
Marea majoritate a amestecurilor gajoase combustibile sunt acceptabile pentru brazarea cu flacără:
oxigen-propan;
oxigen-metan;
oxigen-gaz natural;
oxigen-acetilenă.
Amestecul oxiacetilenic produce cea mai fierbinte flacără și poate fi utilizat numai cu foarte mare grijă pentru a avita supraîncălzirea și străpungerea pieselor.
Materialul de adaos (aliaj de brazare)
Metalul de adaos cel mai utilizat pentru brazarea cu flacără a aluminiului este Aa4047 care conține între 11 și 13% siliciu. Diagrama de fază Al-Si prezintă un eutectic cu un punct de topire la 577˚C pentru 12% siliciu. AA4047 are cel mai scăzut punct de topire și fluiditatea cea mai mare, proprietăți ideale pentru brazarea cu flacără.
Metalul de aport este disponibil într-o mare varietate de forme, cum ar fi sârma, inele, folii și pulbere. Când se utilizează sub formă de pulbere, el este de obicei amestecat cu un lichid pentru a forma o pastă. Sârma se mai comercializează și cu un miez din flux sau acoperită de flux, ceea ce evită aplicarea separată a fluxului.
Pasta de brazare
Pastele de brazare sunt amestecuri de flux, metal de aport sub formă de pulbere și un component lichid de legătură. Pasta conține tot ce este necesar pentru brazare și ca urmare nu este nevoiesă se utilizeze separat flux și metal de adaos. Pasta de brazare poate fi aplicată cu dispozitive automate, cu o seringă sau cu o pensulă.
Flux pastă
Este similar cu pasta de brazare cu excepția faptului că conține metal de aport sub formă de pulbere. Aceasta înseamnă că metalul de adaos trebuie aplicat separat. Avantajul este că utilizatorul nu trebuie să își prepare singur pasta de brazare.
Prepararea pastei de către utilizator
Cea mai puțin costisitoate este prepararea pastei de către utilizator. Fluxul este amestecat într-o proporție de 40% sau 60% fie cu apă, fie cu alcool sau cu un amestec al acestora. Prezența alcoolului permite o uscare mai rapidă a fluxului. Utilizarea acestei paste necesită aplicarea separată a meralului de adaos. Ea se depune de obicei cu o pensulă și se pretează mai puțin unei aplicări automatizate.
Tehnica brazării
Această secțiune descrie pașii necesari pentru obținerea unei brazări corecte.
1.Curățirea componentelor
Zona joncțiunii trebuie să fie atent curățată de umele de lubrifianți. Degresarea se poate face cu detergenți, prin imersare într-un solvent organic, etc.
2.Asamblarea componentelor
Componentele se asamblează cu inelul din metalul de aport în jurul joncțiunii. Trebuie realizat un contact intim între cele două componente și metalul de aport.
3.Aplicarea fluxului (fluxarea)
Fluxul este aplicat cu o mică pensulă pe circumferința joncțiunii într-o cantitate de 25 la 30 g/ m.
4.Uscarea fluxului
Fluxul trebuie lăsat să se usuce înainte de încălzirea intensă care marchează începutul brazării. Uscarea se poate face prin expunerea pieselor în aer până ce fluxul se usucă sau prin încălzirea ușoară cu flacără a pieselor. Trebuie evitată căldura intensă inainte de uscarea fluxului deoarece în caz contrar fluxul depus se poate exfolia și cădea de pe joncțiune.
5.Încălzirea (brazarea)
Odată ce fluxul este uscat, piesele se pot încălzi mai puternic pentru a începe brazarea propriu-zisă. Flacăra nu trebuie menținită prea mult în același punct pentru a evita supraîncălzirea și topirea pieselor. Componentul cu masa mai mare trebuie încălzit mai mult. Flacăra nu trebuie ținută pe flux sau metalul de aport pentru a se evita toritrea prematura a acestuia înainte ca joncțiunea să fie încălzită uniform la temperatura de brazare. Flacăra trebuie plimbată tot timpul între cele două componente cu masa diferită în așa fel încât întreaga joncțiune să fie încălzită uniform.
În timpul brazării cu flux NICOLOK există trei indicatori de temperatură. Primul este culoarea galbenă a flăcării în contact cu aluminiul. Aceasta înseamnă că suprafața a început să se încălzească. Pentru a evita acest lucru flacăra va vizita mai puțin această zonă. Al doilea indicator este schimbarea culorii fluxului din alb în trasparent, ceea ce inseamnă că joncțiunea a atins temperatura de 565˚C, temperatură de topire a fluxului. În acest moment flacăra paote fi concentrată pe zona de joncțiune dintre piese și metalul de aport. În foarte scurt timp după topirea fluxului inelul începe să își piardă foema( al treilea indicator) și să se topească (temperatura a atins 577˚C). Metalul de aport topit este imediat atras în joncțiune prin efect de capilaritate. După topirea metalului de aport flacăra se va îndepărta și zona brazată se va lăsa să se răcească.
6.Tratamentul post-brazare
După răcire nu este necesar să se aplice un alt tratament. Fluxul rămas pe piese, deși vizibil, nu estecoroziv sau higroscopic. Dacă brazarea este optimă, ceea ce înseamnă că s-a utilizat o cantitate optimă de flux și cantitatea de flux rămasă ca rezidiu pe piese este mică, suprafața brazată poate fi vopsită cu ușurință peste fluxul rămas în zona joncțiunii. Dacă se dorește neapărat, fluxul poate fi îndepărtat prin metode mecanice, cum ar fi prin sablare sau cu o perie de sârmă. Se recomandă ca îndepărtarea reziduului de flux să se facă numai dacă este absolut necesar.
Soluții alternative
Fluxarea înaint de asamblare
Procedura de fluxare expusă mai înainte este cea mai comună și de încredere metodă care asigură o calitate bună a joncțiunilor brazate, însă nu este singura care se poate aplica. De exeplu în cazul unei joncțiuni tub în tub fluxarea se poate face înainte de asamblare, astfel: cu inelul din metalul de aport în jurul tubului cu diametrul mai mic se aplică fluxul la partea inferioară a tubului, după vare se introduce în tubul exterior cu diametrul mai mare. După asamblare se mai depune flux pe inelul din metalul de aport, înaintea brazării propriu-zise.
Alimentarea joncțiunii cu metal de aport
O altă așternativă este alimetarea directă în zona joncțiunii, în timpul încălzirii și după topirea fluxului de metal de aport sub formă de sârmă sau bară și renunțarea la inelul din metalul de aport. Această metodă esta adoptată în mod frecvent de sudorii care au experientă în brazarea cu flacără și flux coroziv. Pentru cineva fără multă experiență metoda este foarte dificilă deoarece „fereastra” de timp între momentul când fluxul se topește și momentul când fluxul se evaporă ca urmare a căldurii, este foarte mică, în cazul brazării în aer.
Această „fereastră” durează practic câteva secunde dar sudorii cu experiență sunt capabili să brazeze în intervalul respectiv. Prin plasarea inelului din metalul de aport înainte de a începe încălzirea se evită evaporarea fluxului înainte ca metalul de aport să se topească.
ALIAJE CE SE POT BRAZA CU FLACĂRĂ
Practica a dovedit că aliajele greu sau imposibil de brazat în cuptor pot fi brazate cu flacără. Este cazul aliajelor care conțin magneziu. În cazul brazării în cuptor, Mg difuzează la suprafața pieselor și reacționează cu oxigenul din aer formând oxid de magneziu MgO, iar oxidul de aluminiu formează legături de tipul MgO:A1203, care au solubilitate redusă în fluxul NOCOLOK. Mai mult, Mg sau oxidul MgO pot reacționa cu fluxul, făcându-l mai puțin eficient. Regula de bază pentru brazarea NOCOLOK în cuptor este să se limiteze conținutul total de Mg în aliaj la max. 0,5%.
În cazul brazării cu flacără, concentrații mai mari de Mg pot fi tolerate deoarece viteza de încălzire este mai mare și nu permite magneziului care difuzează timpul necesar pentru a reacționa cu fluxul. Aliaje cu concentrații de până la 1% Mg pot fi ușor brazate, în timp ce concentrații mai mari de 1% pot fi brazate numai în anumite condiții ( cantitate de flux mai mare, viteze de încălzire foarte mari).
AUTOMATIZARE
Procedura descrisă se aplică brazării manuale cu o torță și controlul vizual al parametrilor brazării. Brazarea cu flacără se poate automatiza ușor, iar nivelul de automatizere poate varia de la un sistem cu mișcare liniară la un sistem carusel complet automatizat, incluzând determinarea temperaturii prin pirometrie optică. Indiferent de gradul de automatizare, principiile sunt aceleași cu cele ale brazării manuale cu flacără.
Sistem cu mișcare liniară (naveta)
Constă dintr-o ramă pe care se pot monta unul sau două componente ce urmează a se braza. Rama are o mișcare de du-te- vino componentele care s-au brazat pot fi înlocuite cu altele ce urmează a se braza.
Sietemul carusel
Sistemul carusel de brazare cu flacără reprezintă sistemul cel mai bine automatizat. Caruselul deplasează continuu componentele care urmează a se braza de la un post de brazare la altul dispuse circular. Fiecare post constă din două torțe opuse între care trec componentele de brazat. Ultimul post unde are loc brazarea propriu-zisă poate fi echipat cu un traductor de temperatură pentru monitorizarea temperaturii.
Determinări prin pirometrie optică
Sistemele automate de brazare tip carusel sunt echipate de cele mai multe ori cu pirometre în infraroșu pentru determinarea temperaturii în zona de joncțiune dintre componentele de brazat.
Pirometru nu poate determina cu exactitate temperatura joncțiunii, deoarece pe măsură ce aluminiul este încălzit, stratul de oxid de la suprafață aluminiul își modifică structura și de aici și puterea emisă care este „citită” de pirometru.
De regulă este dificil de adaptat pirometrul pentru a determina dinamic, în timp, temperatura. Este posibil să se reproducă exact un profil de temperatură pentru o piesă dată și astfel să se controleze procesul de brazare.
BRAZAREA METALELOR DIFERITE
Este posibil să se brazeze cu flacără aluminiul cu alte metale, precum bronz, cupru, oțel și oțel –inox, însă procedeul necesită atenție și grijă deosebită. Cuprul și aluminiul formează un eutectic la 548˚C. Câmd fluxul se topește și oxizii de la suprafață sunt îndepărtați, difuzia intermetalică dintre componentele din Cu și Al este inevitabilă. Aceasta înseamă că la temperatura de brazare o numită cantitate de aluminiu și cupru din zona de joncțiune se consumă pentru a forma un amestec eutectic. Este esențial controlul timpului și temperaturii de brazare pentru a evita difuzia și consumul metalelor.
Acest aspect prezintă totuși un avantaj. Eutecticul Al-Cu constituie un metal de aport. Singura condiție este că din proiect componentele să permită în zona de joncțiune consumul de metal fără a prejudicia integritatea lor.
Din cele expuse se poate educe că brazarea cu flacără a aluminiului nu ete un procedeu complicat și dacă principiile de bază sunt respectate, atunci se poate implica orice nivel de automatizare.
Cele mai importante aspecte ar fi:
fluxul NOCOLOK se topește exact înaintea metalului de aport;
odată topit, fluxul rămâne activ doar o perioadă foarte scurtă de timp înaintea evaporării;
este perfectă plasarea metalului de aport înainte de a începe încălzirea pieselor;
este foarte importantă încălzirea uniformă;
temperatura excesivă la suprafața pieselor trebuie evitată.
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: . Proiectare Autovehicul Rutier (ID: 161763)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.