Sa Se Construiasca Un Motor cu Ardere Interna

Capitolul 1.Notiuni Introductive

1.1.Notiuni Introductive in motoare termice

În cei peste o suta de ani de existenta, automobilul s-a dezvoltat si perfectionat continuu fara, însa, sa se produca transformari fundamentale ale solutiilor tehnice utilizate înca din primele decenii ale aparitiei sale.

Restrictiile extrem de severe si cele pe cale de a fi adoptate în primul deceniu al primului mileniu, referitoare la protectia mediului si conservarea resurselor minerale, pe de o parte, si reducerea costurilor si creterea performantelor si a placerii de a conduce, pe de alta parte, conduc la transformari esentiale ale automobilului atât în conceptia subansamblurilor cât si, mai ales, în strategia de control si conducere ale acestora. Este mai actual ca niciodata dictonul potrivit caruia pentru a imita mersul omul a inventat roata, care nu seamana deloc cu piciorul”.

În primi ani ai noului mileniu si-a facut aparitia pe piata automobilul cu sistemul electronic de control care contine 20 de microprocesoare. Este iminenta lansarea automobilului cu sistem electronic de comanda si control cu 30 de microprocesoare. Din punct de vedere al complexitatii, sistemul de control al acestor automobile este mai complicat ca al avionului comercial ,,Airbus A

310”.

Se constata, de asemenea, ca visul inginerilor de unificare a principiilor de functionare a motoarelor cu ardere interna, cu aprindere prin scânteie si diesel, este mai aproape ca niciodata. Se apreciaza ca principiul autoaprinderii controlate a amestecurilor omogene (pe benzina sau diesel) constituie principala solutie tehnica pentru urmatorii 60-80 de ani.

In prezent cea mai larga utilizare pentru propulsia autovehiculelor o are energia termica obtinuta prin arderea hidrocarburilor, iar pentru transformarea energiei termice in lucru mecanic, cele mai utilizate sunt motoarele cu ardere interna cu piston deoarece acestea au atins cel mai inalt grad de perfectionare si eficienta

Motorul cu ardere interna cu piston este un motor termic la care produsele arderii intra in compozitia intra in compozitia fluidului motor, iar evolutiile acestuia se realizeaza prin intermediul unui piston a carui miscare alternativa in interiorul unui cilindru se transforma in miscare de rotatie printr-un mechanism biela-manivela

Motorul cu ardere internă este un agregat termic, din care căldura produsă prin arderea unui combustibil se transformă în lucru mecanic. Combustibilii pot să fie amestecuri de benzină cu aer, amestecuri de motorină cu aer, sau gaze. În cazul de față combustibilul ce urmează a fi ars in camera de ardere este hidrogenul, care este stocat pe automobil în butelii speciale. Caracteristica principală a motoarelor cu ardere internă este faptul că, atât procesul de ardere (transformarea energiei chimice a combustibilului în căldură), cât și procesul de transformare a căldurii în lucru mecanic se desfășoară în interiorul cilindrului motorului.

Schema de principiu, după care lucrează un motor cu ardere internă este cea prezentată în figura 1.1.

Pistonul, notat cu “1” 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 intrarea în cilindru a gazelor proaspete și supapa de evacuare (SE) ”7”, care comandă ieșirea gazelor arse. Deschiderea și închiderea supapelor este comandată de un arbore cu came (eventual prin intermediul tijelor 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, care face corp comun cu blocul cilindrilor și carterul inferior “9”, sau baia de ulei, în care se găsește ulei de ungere.

1.2. Funcționarea motoarelor cu aprindere prin comprimare

În studiul ciclurilor reale ale motoarelor cu ardere internă, spre deosebire de ciclurile teoretice, se au in vedere următoarele:

datorită rezistențelor gazodinamice, care apar la scurgerea încărcăturii proaspete în lungul traseului până în cilindrii motorului, presiunea la sfârsitul cursei de admisie este mai redusă față de presiunea mediului ambiant;

temperatura încărcăturii proaspete la sfârșitul admisiei, este mai mare față de temperatura mediului, datorită încălzirii acesteia de la pereții cilindrului;

supapele de admisie și de evacuare nu se închid sau se deschid în punctele moarte ale poziției pistonului, ci cu un avans la deschidere și o întârziere la închidere;

aprinderea și arderea amestecului aer-combustibil, nu au loc instantaneu, ci într-un interval de timp determinat.

Următoarele fapte fundamentale deosebesc arderea din MAC de procesul de ardere din MAS sunt:

în MAC, injecția combustibilului lichid în cilindru, spre finele cursei de comprimare, produce câmpuri de concentrație foarte variate. Amestecul aer-combustibil este neomogen, ceea ce are drept consecințe:

aprinderea amestecului pentru orice valoare a coeficientului de dozaj (la sarcină plină , la mers în gol , din care cauză fenomenul are o mare stabilitate);

amestecarea incompletă a aerului cu combustibilul;

în MAC, câmpul disponibil pentru formarea amestecului este de 5…..8 ori mai mic decât la MAS: circa 40…..800 RA la MAC și 3600 RA la MAS (aproximativ durata curselor de admisiune și comprimare).

Apariția nucleului de flacără înainte ca amestecarea combustibilului cu aerul să fi avut loc complet, constituie caracteristica dominantă a arderii în MAC, cu consecințe fundamentale asupra randamentului și solicitărilor mecanice, asupra vibrațiilor și zgomotelor, asupra duratei de serviciu a motorului. De aceea, controlul autoaprinderii combustibilului și intensificarea procesului de amestecare a combustibilului cu aerul constituie principalele preocupări ale inginerului mecanic, în domeniu.

Cap. 2 Calculul termic

Ciclul motor pentru un motor cu ardere interna cu admisie normala este prezentat in diagrama indicata p-V.

Forma diagramei indicate:

volumul dislocat de piston în timpul unei curse.

volumul camerei

volumul total

a-începutul admisiei

s-scînteia

i-injecția (întârzierea aprinderi)

d-faza arderi rapide

e-faza arderii izobare (se atinge temperatura maximă)

f-faza arderii izoterme (temperatura rămâne constantă)

2.1 Obiectivele calculului termic :

Calculul termic al motoarelor cu ardere internă are ca scop determinarea mărimilor de stare ale fluidului motor pentru trasarea diagramei indicate pornind de la următoarele date de intrare: tip motor, putere nominală, turație la putere nominală, număr de cilindri. Cu ajutorul calculului termic se pot determina: alezajul, cursa pistonului, unii parametrii caracteristici, ca de exemplu puterea și economicitatea

Obiectivele calculului termic sunt determinarea mărimilor de stare (presiune (p), volum (V), temperatură (T)) ale fluidului de lucru în puncte caracteristice ale ciclului motor.

Punctele caracteristice sunt:

punctul de sfârșit al procesului de admisie;

începutul procesului de ardere;

presiunea maximă pe ciclu;

presiunea la sfârșitul procesului de ardere;

presiunea de evacuare.

Calculul termic pornește din momentul în care pistonul se află în PMI la începutul procesului de ardere punctul (a).

Parametri de stare în punctul a sunt:

Temperatura de evacuare Pr ;

Temperatura gazelor reziduale Tr ;

Volumul minim al camerei de ardere Vc ;

fig 2.1

În care:

r-a este proces de admisie

a-d este procesul de comprimare

d-z este ardere izocoră― se consideră o variație limită a presiunii

z-z’ este ardere izobară (p=ct)

z’-t este ardere izotermă (t=ct)

t-u este proces de destindere

u’-r este proces de evacuare

2.2 Calculul procesului de schimbare a gazelor pentru motor cu admisie normala

Parametri inițiali pentru calculul termic:

Ceilalți parametri se aleg pe baza datelor statistice:

Temperatura gazelor reziduale Tr;

Coeficientul de exces de aer ;

Raportul de comprimare

Tab 2.2

Se allege:

T0 – presiunea aerului in conditii normale de stare

To =288…293K;

Se adopta To =288K;

Po – presiunea aerului in conditii normalede stare

Po=0,1 [MPa]=1 [bar];-

Ө – gradul de incalzire al fluidului de la peretii calzi ai traseului de admisiune

Ө = 1,06…1,15 conform [Tabel 2.5, pag 98]

Se adopta Ө=1,06

ka- exponent adiabatic la aerului

ka=1,4 ;

– raportul de comprimare

=18;

Ra – constanta specifica a aerului

Ra = 287

ρfp – coeficientul de exces de aer

ρfp =

ρfp =1,21 ;

afp – viteza de propagare a sunetului in fluidul proaspat, in  ;

afp =

afp =

afp = 340,17

Te = 1000 [];

Pe = 0,12

=20 [];

=1,4;

ζ – coeficientul global al rezistentei gazodinamice a traseului de admisie

ζ = 6

D/da = 2,6

αa = 2300 RA

Wp – viteza medie a pistonului, in ;

Wp = = 9,1 ; (2.1.)

μsa – coeficientul de debit al sectiuni oferite de supapa de admisie ;

μsa = (0,4…0,65)

μsa = 0,6

SL – sectiunea litrica a orificiului controlat de supapa de admisie, in  ;

SL = (5…15)*10-4  ;

SL = 7*10-4  ;

Calculul gradului de umplere ηv

Pentru determinarea gradului de umplere ηv, se porneste de la ecuatia implicita

=

ηv = 0,85

Calculul presiunii fluidului proaspat din cilindru la sfarsitul cursei de admisie, pa [MPa]

pa =[MPa]

pa =

pa = 0,078 [MPa]

Se recomanda pa = 0,07…0,09 [MPa]

Calculul coeficientului gazelor reziduale, γr;

γr = ;

γr =

γr = 0,021

2.3 Calculul procesului de comprimare .

Presiunea fluidului de lucru la sfîrsitul cursei de comprimare (p.m.i) in cazul ciclului fara ardere:

pc=3…5,5 MPa pentru M.A.C cu admisia normala

nc-exponent politropic al procesului de comprimare

Temperatura la sfîrșitul procesului de comprimare:

Tc=700…950 [] pentru M.A.C cu admisia normala

Presiunea din cilindru corespunzatoare punctului d, pd [MPa]

αd – unghiul de deschidere a curbei de presiune, in [0RA]

αd = 345…360 [0RA]

Se adopta αd = 348 [0RA] ;

a = 0,896*10-4

Pd =

Pd =

Pd = 2,876 [MPa]

Temperatura din cilindru corespunzatoare punctului d, Td [K]

Td =  ;

Td = 816 [K]

Pz = 7 [MPa]

Presiunea in p.m.i, pc [MPa]

– presiunea care creste liniar cu o viteza de crestere a presiunii constanta intre punctele d-c, respectiv d-z

Pc = Pd + (360 – αd) [MPa]

Pc= 2,87 +0,24 (360 – 348)

Pc = 5,75 [MPa]

Pz = Pc + (αz-360)

Pz= 5,75 +0,24 (365 – 360)

Pz = 6,95

Rapoarte volumice δd, δz

δd =

δd

δd =

δd =1,038

sau

δz =

δz

δz =

δz =1,2193

Exponentii primei faze a procesului de ardere md-c, mc-y

md-c=

md-c =

md-c = 3, 5046

md-c = 3,5046

mc-z= 

mc-z=

mc-z= -5, 069

Temperatura fluidului in p.m.i, Tc [K]

Tc=

Tc=1341 K

Tc = 1341 K

2.4.Calculul procesului de ardere:

Se bazeaza pe urmatoarele ipoteze :

– in timpul procesului de ardere au loc variatii ale componentelor chimice ale fluidului motor ;

– caldura specifica la volum constant ale fluidului motor variaza in functie de temperatura acestuia ;

– au loc pierderi de caldura prin peretii cilindrului ;

Calculul procesului de ardere se face pentru 1 Kg de combustibil.

Cantitatea minimă de aer necesară pentru arderea unui kg de combustibil:

Pentru MAC:

c=0,857 kg;

h=0.133 kg ;

o=0.01 kg ;

c,o,h-cantitatea de carbon ,hidrgen și oxigen dintr-un kg de combustibil;

Cantitatea de fluid proaspăt ce pătrunde in cilindru pentru un kg de combustibil:

Cazul II arderea complet teoretică :

Numărul de kmoli de monoxid de carbon din gazele de ardere, [Kmol]

[Kmol]

Numărul de kilomoli de H2O:

Numărul de kilomoli de O2:

Numărul de kilomoli de N2:

Numărul de [kmoli] de substanta rezultati din arderea unui [Kg] de combustibil

Coeficientul de variație molar este raportul chimic dintre numărul de kilomoli de fluid proaspăt si numărul de kilomoli de gaze rezultate în urma arderi.

Coeficientul chimic al variație molare totale :

Temperatura fluidului la sfarsitul primei etape a arderii, Ty [K]

[K]

Ty = 1572 [K]

Caldura specifica a amestecului initial, [kj/kmol*

δd =

δd

δd =

δd =1,038

sau

δz =

δz

δz =

δz =1,2193

Exponentii primei faze a procesului de ardere md-c, mc-y

md-c=

md-c =

md-c = 3, 5046

md-c = 3,5046

mc-z= 

mc-z=

mc-z= -5, 069

Temperatura fluidului in p.m.i, Tc [K]

Tc=

Tc=1341 K

Tc = 1341 K

2.4.Calculul procesului de ardere:

Se bazeaza pe urmatoarele ipoteze :

– in timpul procesului de ardere au loc variatii ale componentelor chimice ale fluidului motor ;

– caldura specifica la volum constant ale fluidului motor variaza in functie de temperatura acestuia ;

– au loc pierderi de caldura prin peretii cilindrului ;

Calculul procesului de ardere se face pentru 1 Kg de combustibil.

Cantitatea minimă de aer necesară pentru arderea unui kg de combustibil:

Pentru MAC:

c=0,857 kg;

h=0.133 kg ;

o=0.01 kg ;

c,o,h-cantitatea de carbon ,hidrgen și oxigen dintr-un kg de combustibil;

Cantitatea de fluid proaspăt ce pătrunde in cilindru pentru un kg de combustibil:

Cazul II arderea complet teoretică :

Numărul de kmoli de monoxid de carbon din gazele de ardere, [Kmol]

[Kmol]

Numărul de kilomoli de H2O:

Numărul de kilomoli de O2:

Numărul de kilomoli de N2:

Numărul de [kmoli] de substanta rezultati din arderea unui [Kg] de combustibil

Coeficientul de variație molar este raportul chimic dintre numărul de kilomoli de fluid proaspăt si numărul de kilomoli de gaze rezultate în urma arderi.

Coeficientul chimic al variație molare totale :

Temperatura fluidului la sfarsitul primei etape a arderii, Ty [K]

[K]

Ty = 1572 [K]

Caldura specifica a amestecului initial, [kj/kmol*K]

19,67+2,51*

19,67+2,51*

21,996

Puterea calorică inferioară pentru motorină:

Qi=41.850

Pentru

Qin –căldura specifică in arderea incompletă.

Qdis-căldura disponibilă.

coeficient de utilizare a călduri.

Qdis=

Qdis=

Pentru avem:

Caldura specifica medie la volum constant [ kj/kmol*K]

=

=26,663 [Kj/Kg*K]

=21,718 [Kj/Kg*K]

Caldura degajata in prima faza a arderii, Qdt

=16894 Kj/Kg

Caldura utila degajata prin arderea in conditii reale a unui kg de combustibil Qm,[Kj/Kg]

QM=ξv * Qi [Kj/Kg]

ξv=0,86…0,9

Se adopta ξv = 0,88

QM= 0,88 * 4185O

QM= 36828

Fractiune din caldura utila care se degaja in prima faza a arderii, ξv

ξv= ==0,34

Caldura specifica medie la presiune constanta a gazelor de ardere pe intervalul de temperatura T0-Tz

==1,365

Unghiulde manivela corespunzator sfarsitului fazei de ardere izobara, αz’, [0RA]

[0RA]

Unghiul de manivela corespunzator sfarsitului fazei de ardere izoterma, αt [0RA]

αz’-αz = 5…20 [0RA]

αt = 380…400 [0RA]

αz’-αz =376,5-365=11,5 [0RA]

Tz’ = Tt

Tt = 2146 [0RA]

Presiunea corespinzatoare punctului z, Pz [MPa]

Pz’= Pz , deoarece portiunea zz’ arderea este izobara

Pz = 6,95[MPa]

Presiunea la sfarsitul procesului de ardere (punctul t), Pt [MPa]

[MPa] (2.3.15)

2.5 Calculul procesului de destindere

Destinderea este procedeul in care fluidul motor cedeaza energie pistonului. Calculul se face in ipoteza ca procesul este o transformare termodinamica politropica cu un exponent politropic md constant.

md – exponent politropic al procesului de destindere

md = 1,2…1,3

md = 1,3

Presiunea din cilidru corespunzatoare punctului b, Pb [MPa]

Temperatura din cilindru corespunzatoare punctului b, Tb [K]

Fig. 2.5. Diagrama indicata p-v

2.6. Determinarea dimensiunilor fundamentale ale motorului si calculul indicilor de performanta

ηdi – coeficientul de rotunjire a diagramei indicate

ηdi = 0,94…0,98

Se adopta :

ηdi = 0,95

Presiunea medie indicata pentru motor cu admisie normala , Pi [MPa]

Pi =0,905 [MPa]

Presiunea medie efectivă Pe, [MPa]

pentru MAC

Cilindreia unitară a motorului

-puterea maximă.

=42 [KW].

-numărul de timpi ai motorului.

=4.

persiunea medie efectivă

.

i-numărul de cilindri ai motorului.

i=4

n-turația motorului.

n=3100 [rot/min].

Volumul minim și maxim al camerei de ardere:

Vc-volumul minim al camerei de ardere.

Va- volumul maxim al camerei de ardere.

Cilindreeia totală:

Randamentul indicat al motorului,

Randamentul efectiv al motorului,

Consumul specific indicat al motorului Ci

Consumul specific efectiv al motorului Ce

Puterea litrică a motorului Pl,

Cap. 3 Calculul de rezistenta

3.1. Studiul cinematic și dinamic al mecanismului biela-manivelă.

Studiul cinematic presupune determinarea deplasări ,vitezei și accelerației pistonului.

Pistonul execută o mișcare alternativă de translație intre cele două puncte moarte.

Expresiile pentru determinarea parametrilor cinematici se vor scrie funcție de unghiul de rotație al arborelui cotit .

=[0….720o]

Prin convenție =0 este momentul în care pistonul începe cursa de admisie din PMI spre PME.

fig. 3.1

Cursa pistonului :

S-cursa;

r-raza;

b-lungimea bielei;

Viteza pistonului:

Accelerația pistonului:

-viteza unghiulară a arborelui cotit.

Valorile deplasarii pistonului “sp”, vitezei pistonului “wp” si acceleratia pistonului “ap” sunt date in tabelul 3.1

: Tabelul 3.2

fig. 3.3 deplasarea pistonului in functie de unghiul alfa

fig. 3,4 viteza pistonului in functie de unghiul alfa

fig. 3.5 acceleratia pistonului in functie de unghiul alfa

3.2. Determinarea forțelor mecanismului bielă-manivelă.

In mecanismul bielă-manivelă acționează două tipuri de forțe:

-forța de presiune a gazelor din cilindru.

-forțe de inerție care sunt:

– forțe de inerție date de masele în mișcare de translație

– forțe de inerție date de masele în mișcare de rotație

-forța de presiune;

p-presiunea care acționează pe suprafața A;

Forța de presiune care acționează pe suprafața cilindrului este variabilă.

-forța de inerție;

m-masa;

a-accelerația;

Forța de inerție a maselor in mișcare de translație acționeaza deasemenea pe direcția axei cilindrului.

mgp-masa grupului piston;

mBA-masa bielei aferentă mișcării de translație;

-accelerația pistonului;

Masa bielei totală se descompune în două mase concentrate una dintre ele în punctul de articulație cu bolțul și care se consideră că execută o mișcare rectilinie alternativă solidar cu grupul piston și o a doua concentrată în puncte de articlație cu fusul maneton care se consideră că execută o mișcare cu fusul maneton care se consideră că execută o mișcare de rotație cu viteza unghiulară a arborelui cotit.

`

Arborele cotit care execută o mișcare de rotație cu viteza unghiulară constantă

Pentru

Pentru

Va-volumul maxim al camerei de ardere;

Vi-volumul instantaneu al camerei de ardere;

Pentru

Pentru

Pentru

Pentru

presiunea de evacuare.

Pentru determinarea forței de inerție se adoptă valori pentru masele raportate ale pieselor componente.

Deoarece forța de presiune și forța de inerție a maselor în mișcare de translație acționează pe aceași direcție ele se pot însuma algebric rezultanta lor acționînd tot pe direcția cilindrului .

Forța F se descompune după două direcții :

Una în lungul bielei

Cealaltă normală pe axa cilindrului .

Se notează cu unghiul dintre bielă și axa cilindrului

Forța

N=F*tg

Forța normală înpinge pistonul către pereți cilindrului în planul de oscilatie al bielei.Deoarece N nu schimbă de sens pistonul este împins alternativ între pereți cilindrului executînd o mișcare de oscilație.

Valoarea forței normale determină și valoarea forței de frecare dintre piston și cilindru cu cît bielele sunt mai lungi (valori mici ale lui ) uzura cilindrilor și segmenților este mai mică deaceia bielele lungi sunt sunt utilizate in special la MAC unde solicitările mecanice sunt mult mai mari.

Se translatează forța B în lungul bielei mutînd punctul de aplicație din A în M .

T-forța tangențială produsă de momentul motor instantaneu al cilindrului.

Mi=T*r [N*m]

Masa grupului piston, mgp [kg/m2]

=(9…15)[g/cm2]

=10[g/cm2]

Masa bielei aferente pistonului (miscare de translatie), mb [kg/m2]

=(7…19)[g/cm2]

=13[g/cm2]

Masa unui cot fara contragreutati pentru fusurile gaurite din otel, mcot [kg/m2]

=(8…20)[ g/cm2]

=14[g/cm2]

Masa bielei aferente piciorului bielei (miscare de rotatie), mBP [kg/m2]

mBP=0,275*mb [kg/m2]

mBP=0,275*0,730

mBP=0,200 [kg/m2]

Masa bielei aferente capului bielei (miscare de rotatie), mBM [kg/m2]

mBM=mb-mBP [kg/m2]

mBM=0,730-0,200

mBM=0,530 [kg/m2]

Fpmax=38415 N pentru valoarea lui α= 3750RA

Fmax=34069 N pentru valoarea lui α= 3750RA

Diagrama polara a fusului maneton

Diagrama polara a fusului maneton

-momentul total de inerție al arborelui cotit.

-gradul de uniformitate al arborelui cotit.

Se alege

Diagrama polara a fusului palier (fig 3.21)

fig. 3.22 diagrama polara a fusului maneton

Momentul de inertie total, Jt [N*m]

Momentul de inertie al volantului, Jv [N*n]

.

fig. 3.23. diagrama de uzura a fusului maneton

fig 3.24 diagrama de momente a fusului maneton

Volantul are forma unei coroane circulare (fig. 320).

Figura 320

unde: – g [mm] – lățimea coroanei volantului

– h [mm] – grosimea radială a coroanei volantului

– Dmin [mm] – diametrul minim al coroanei

– Dmax [mm] – diametrul maxim al coroanei

– Dmv [mm] – diametrul mediu al coroanei

Dmv=(Dmax+Dmin)/2

Momentul mecanic de inerție al volantului se poate calcula cu relația:

[kg.m2] (3.2.2)

unde: – mv [kg] – masa volantului

mv=10-6..ρ.b.g.Dmv [kg]

unde: – ρ [kg/dm3] – densitatea materialului volantului

se alege ρ=7,85 kg/dm3 pentru oțel

ρ=7,15 kg/dm3 pentru fontă

h-grosimea radiala a coroanei, in [mm];

h=36 [mm]

latimea coroanei, in [mm];

b= 30 [mm]

g= 25 [mm]

Diametrul mediu al coroanei volantului, Dmv [mm

Raportul dintre lățimea b și grosimea radiala h a coroanei este:

b/h= 0,6 … 2,2

Prin alegerea uneia din cele două dimensiuni (b sau h), se adoptă o valoare pentru raportul b/h și se determină cealaltă. În acest mod toate mărimile din partea dreaptă a relației (2.18) sunt cunoscute și se poate determina diametrul mediu al volantului Dmv.

Apoi se calculează diametrul minim și cel maxim al coroanei:

Dmax=Dmv+g [mm]

Dmax=294+25 [mm]

Dmax=319 [mm]

Dmin=Dmv-g [mm]

Dmin=294-25 [mm]

Dmin=269 [mm]

Viteza periferică a volantului trebuie sa nu depășească o valoare minimă admisibilă vva.

Viteza maximă a unui punct de pe periferia coroanei este:

Vmax-viteza periferica maxima, Vmax [m/s]

Vmax=10-3.ω.Dmax/2 [m/s]

Vmax=10-3.324,69*.=50.96 [m/s]

Vmax=50.96 [m/s]

Vva=65 m/s pentru fontă

Vva=100 m/s pentru oțel

Masa volantului, mv [kg]

mv =

mv=

mv=7,82 [kg]

Cap.4 Grupul piston

4.1.Calculul Segmentilor

Principala functie a segmentilor este de a etansa cilindrul. Segmentii care impiedica scaparea gazelor din cilindru spre carter se numesc segmentii de compresie. Segmentii care impiedica trecerea uleiului din carter spre camera de ardere se numesc segmenti de ungere.

Materialul folosit la calculul segmentilor este de fonta K1 cu grafit lamelar

Din figura 4.1 alege presiunea elastică medie pentru

Fig 4.1

Pentru D=84,5mm

Tensiunea admisibilă a se adoptă din figura 3.22, funcție de diametrul interior al cilindrului D.

Grosimea radiala a segmentului, a [mm]

-tensiunea admisibilă se alege din figura 3.22.în funcție de alezaj.

=275 [MPa]

a=3.66

Se recalculeaza D/a:

Raza medie a segmentului, Rm [mm]

h- inaltimea segmentului, [mm]

h=2 [mm]

Rostul în stare liberă, ρ0 [mm]

E-modul de elasticitate al fontei

Expresia tensiuni maxime la montare segmentului, [MPa]

m=2 pentru figura 2c.

Rostul la montaj

D=84,5 [mm]

-temperatura segmentului și cilindru.

-coeficient de dilatare liniară a segmentulu ,cilindrului.

4.2 Bolțul

4.2.1 Constructia Boltului

Bolțul face legătura dintre piston și bielă, transmițând forța de presiune a gazelor preluată de capul pistonului spre bielă. Solicitările variabile la care este supus bolțul sunt datorate forței de presiune și forței de inerție a pistonului. Datorită vitezelor relative mici de deplasare dintre suprafețe, ungerea cuplelor piston-bolț sau bielă-bolț are loc în condiții dificile.

Figura 4.21

Forma constructivă a bolțului este una tubulară (fig. 3.25a). În cazul în care solicitările sunt mai mici (de obicei la m.a.s.) bolțul poate avea forma unui solid de egală rezistență (fig. 3.25b).

Bolțul se sprijină la capete pe umerii din piston, iar în partea centrală este situată biela. Montajul bolțului este posibil în trei variante:

– bolț fix în bielă și liber în locașurile din piston – soluție numită cu bolț fix;

– bolț liber în bielă și în locașurile din piston – soluție numită cu bolț flotant;

– bolț liber în bielă și fix în locașurile din piston;

Ultima variantă nu este utilizată la motoarele pentru autovehicule rutiere deoarece presupune găurirea locașurilor de bolț pentru șuruburile de fixare, ceea ce duce la slăbirea secțiunii. Montajul bolțului cu strângere în locașurile din piston nu este posibilă datorită diferenței mari dintre coeficienții de dilatare termică pentru cele două materiale (bolțul este fabricat din oțel, iar pistonul din aliaj de aluminiu).

Varianta cu bolț fix se adoptă la m.a.s. mai puțin solicitat în timp ce varianta cu bolț flotant se aplică la m.a.c. și la m.a.s. puternic solicitate.

În varianta cu bolț flotant există posibilitatea unei deplasări axiale a bolțului, Pentru a preveni contactul cu cilindrul, mișcarea axială a bolțului este limitată prin montarea unor inele de siguranță în locașurile din piston (fig. 3.26).

Figura 3.26

Pentru o bună funcționare a motorului, bolțul trebuie să îndeplinească următoarele condiții:

– să posede o rigiditate mare care să limiteze deformațiile în timpul funcționării;

– să aibă o masă cât mai mică, pentru a se reduce forța de inerție. Reducerea masei se poate face numai prin micșorarea dimensiunilor, ceea ce poate duce la scăderea rigidității.

– miezul trebuie să fie cât mai tenace pentru a rezista la solicitarea prin șoc;

– duritatea suprafeței exterioare trebuie să fie cât mai mare pentru a se reduce uzura;

– calitatea suprafeței exterioare și abaterile dinensionale și de formă trebuie să asigure o funcționare corectă;

Materialele utilizate la fabricarea bolțurilor sunt oțelurile de scule. La bolțurile fabricate din mărcile 17Cr3 sau 16MnCr15 suprafața exterioară se cementează. În funcție de grosimea miezului, rezistența la repere este σr=700 … 1500 Mpa pentru 17Cr3 și σr=850 … 1350 Mpa pentru 16MnCr5.

Oțeurile nitrurate pentru scule (de ex. 31CrMoV9) sunt utilizate la motoarele puternic încărcate.

4.2.2. Calculul bolțului

Montajul schematic al bolțului este prezentat în figura 3.27.unde:

lb [mm] – lungimea de sprijin a bolțului în bielă;

lp [mm] – lungimea de sprijin a bolțului în locașul pistonului

l [mm] – lungimea bolțului

jb [mm] – jocul între bielă și umerii pistonului

dib [mm] – diametrul interior al bolțului

deb [mm] – diametrul exterior al bolțului

Bolțul se dimensionează pe baza datelor statistice.

Se recomandă următoarele valori:

Lungimea bolțului [mm]

bolț flotant

l= (0,8…0,87).D pentru m.a.s. și m.a.c.

l= 0.82*84,5=69.29 [mm]

l=69 [mm]

lb – lungimea de sprijin în bielă [mm]

bolț flotant:

lb= (0,32…0,48).D pentru m.a.c

lb= 0.37*84,5=31,26 [mm]

lb=31[mm]

:

Figura 4.22

Diametrul exterior al bolțulu, deb:[mm]

deb= (0.32…0.38).D pentru m.a.c. autoturisme

deb=0.36*84,5=30.4 [mm]

deb=30 [mm]

=0,48…..0,52

Se alege =0,50

Diametrul interior al boltului, dib [mm]

dib=

dib=

dib=

jb- jocul intre biela si umerii locasului boltului, in [mm]

jb= 1…1.5 mm

jb= 1.5 mm

Presiunea de contact în bielă:

Presiunea din piciorul bielei pb, [MPa]

pb = 30,07 [MPa]

Presiunea specifică în locașul bolțului pp, [MPa]

lp=

lp=

lp=

Momentul încovoetor în secțiune mediană a bolțului, M [N*m]

Tensiunea maximă de încovoere, σi [MPa]

pentru OȚEL CARBON (OLC)

Presiunile maxime și minime pentru bloț flotant:

Coeficientul de siguranță la oboseală pentru bolț flotant:

rezistența la oboseală pentru ciclul simetric.

Se alege

coeficient de concentrare a secțiuni.

factor dimensional

coeficient de calitate a suprafeței.

Tensiunea de forfecare în plan neutru:

p=0.0008 [MPa]

Repartiția de tensuni:

Fibra exterioară:

Grosimea radiala a boltului, g [mm]

h=7,5

Raza medie a boltului, r [mm]

r=5,625 [mm]

k-factor de corecție.

Fibra interioară

Tensiunile în punctele 1,2,3,4

Pentru punctul 1):

=22,96 [MPa]

Pentru punctul 2):

=-71,95 [MPa]

Pentru punctul 3):

=-91.86 [MPa]

Pentru punctul 4):

=153.10

Determinarea jocului la montaj în umeri mantalei:

4.3. Pistonul

4.3.1Construcția pistonului

Pistonul îndeplinește urmatoarele funcții:

– capul pistonului preia forța de presiune dezvoltată prin arderea amestecului aer-combustibil și o transmite bielei, care la rândul ei o transmite mai departe arborelui cotit, prin intermediul bolțului;

– ghidează piciorul bielei în interiorul cilindrului

– etanșează camera de ardere, prevenind scăparea fluidului de lucru spre carter și pătrunderea uleiului în exces din carter spre camera de ardere

Construcția pistonului trebuie să satisfacă unele condiții, cum ar fi: adaptabilitatea la condiții de funcționare diferite, prevenirea gripajului, funcționarea silențioasă a motorului, masă redusă, rezistență mare la solicitari mecanice și termice, reducerea consumului de ulei și a emisiilor poluante.

Aceste condiții implică rezolvarea unor probleme care apar atât în ceea ce privește construcția pistoanelor cât și în ceea ce privește materialele din care sunt fabricate. De multe ori aceste probleme sunt contradictorii (de ex. masă redusă și proprietăți mecanice foarte bune).

Criteriile privind alegerea soluțiilor constructive și a materialelor trebuie stabilite cu grijă pentru fiecare tip de motor, în funcție de condițiile de funcționare ale acestuia.

Condițiile de lucru ale pistonului și cerințele pe care acestea le impun în proiectarea, fabricarea și alegerea materialului sunt urmatoarele:

a) Solicitări mecanice:

– Capul pistonului și zona camerei de ardere din piston

– la m.a.s. presiuni maxime de 5-9 MPa

– la m.a.c. presiuni maxime de 8-18 MPa si chiar mai mari

– Mantaua pistonului:

– asupra mantalei pistonului acționează o forță normală având o valoare egală cu 6-8% din forța maximă de presiune

– Locașurile pentru bolț

– presiunea de contact admisibilă este dependentă de temperatură

Aceste condiții de lucru impun urmatoarele cerințe pentru piston:

– rezistență foarte bună la solicitări statice și dinamice mari la temperaturi inalte

– rezistență bună la presiune de contact în locașurile bolțului

– deformație plastică mică

Solutiile constructive sunt:

– realizarea unui piston având pereți cu o bună rezistență mecanică, cu linii de curent continue și care să asigure o bună evacuare a căldurii

– asigurarea calității suprafeței inerioare a locașurilor pentru bolț

– capul pistonului tip ferrotherm, fabricat din oțel

Materialele recomandate sunt:

– aliaj Al-Si pentru turnare, tratate termic sau intărite prin precipitare

– alame speciale turnate sau forjate

– bronz

b) Solicitări termice

– în camera de ardere temperatura medie a fluidului de lucru este de 1300 K.

– temperatura capului pistonului și a pereților camerei de ardere din cap este de 500-700 K pentru aliaje de aluminiu si de 650-800K pentru materiale feroase

– in locașurile bolțului temperatura este de 420-530 K, iar în zona mantalei de 400 – 450 K

În aceste condiții pentru piston se impun următoarele cerințe:

– menținerea rezistenței mecanice și a durității la temperaturi înalte

– conductivitate termică mare

Solutii constructive:

– realizarea unui piston cu o bună conductivitate termică în secțiune transversală

– pistoane cu canale de răcire în interiorul capului

Materialele recomandate sunt cele prezentate la punctul a

c) Forțe mari de inerție date de masele aflate în mișcare de translație datorită accelarațiilor mari ale pistonului

Cerintele pentru piston sunt:

– masă redusă pentru a micșora forțele de inertie și momentele date de acestea

Soluția constructivă este realizarea unui piston ușor, cu utilizarea la maximum a caracteristicilor materialului

Materialul recomandat este aliaj Al-Si compact.

d) Frecare de alunecare

– apare la canalele pentru segmenți, în zona mantalei și în locașurile bolțului. În unele situații ungerea este nesatisfacatoare.

Pistonul trebuie să satisfacă următoarele cerințe:

– materialul trebiue să aibă proprietăți bune de alunecare și o rezistență bună la uzură

– tendință redusă de gripare

Prin soluțiile constructive care trebuie alese se urmărește:

– mărirea suprafeței de frecare, cu realizarea unei distribuții uniforme a presiunilor de contact

– fabricarea unei mantale cu o formă exterioară care să permită instalarea unui regim hidrodinamic de ungere

– introducerea unor inserții în canalele pentru segmenți

e) Schimbarea zonei de contact dintre piston și cilindru, de o parte si de alta a cilindrului, în planul de oscilație a bielei

Cerintele pentru piston sunt:

– reducerea zgomotelor prin eliminarea batăii pistonului atăt la temperaturi înalte căt și la temperaturi joase

– prevenirea aparitiei fenomenului de cavitație în pelicula de ulei dintre piston și cilindru și preveniorea șocurilor

Soluții constructive:

– reducerea jocurilor la cald dintre piston și cilindru

– proiectarea unei mantale elastice, cu o formă optimizată a pistonului

– realizarea unor degajări în zona locașurilor pentru bolț

Materialele trebuie să aibă un coeficient de dilatare redus. Se pot utiliza aliaje Al-Si eutectice sau hipereutectice.

S-a constatat că cerințele impuse de funcționarea diverselor motoare cu ardere internă sunt cel mai bine satisfacute de aliajele Al-Si.

În cazurile în care se utilizează pistoane din oțel, se vor lua măsuri speciale pentru răcirea acestora.

Proiectarea formei constructive a pistonului trebuie facută cu atenție, în scopul reducerii masei acestuia și asigurării unei răciri eficiente.

Construcția generală a pistonului este prezentată în figura 4.3.1

Figura 4.3.1

Tendința actuală este aceea de a mări viteza medie de deplasare a pistonului, de aceea este necesară reducerea masei pistonului și micșorarea înălțimii de compresie. Lungimea pistoanelor pentru motoare care au viteză mare de deplasare a pistonului, raportată la diametrul alezajului, este mai mică decât cea a motoarelor cu viteza medie de deplasare a pistonului.

Înaltimea de compresie influenteaza inaltimea motorului si masa pistonului. Reducerea inaltimii de compresie nu trebuie însă să afecteze fiabilitatea pistonului.

Regiunea portsegmenți (RPS) și segmenții reprezintă o etanșare mobilă între camera de ardere și carter. Lungimea regiunii poertsegmenți este determinată de numărul și înălțimea segmenților și de distanța dintre canalele segmenților.

Setul de segmenți care se montează pe un piston este alcătuit, cu foarte puține excepții, din doi segmenți de compresie și un segment de ungere.

Distanța de la marginea superioară a capului până la canalul segmentului de foc depinde de presiunea din camera de ardere și de regimul de temperaturi al pistonului. Distanța pâna la urmatoarele canale este mai mică deoarece regimul de presiuni și temperaturi este mai scăzut.

Arhitectura capului diferă la pistoanele pentru m.a.s. față de cele pentru m.a.c..

Câteva soluții constructive pentru capul pistonului la m.a.s. sunt prezentate în figura 4.3.2

Figura 4.3.2

Varainta clasică pentru m.a.s. este cea cap plat (fig. 3.40a), avantajoasă și din punct de vedere al simlicității construcției. Capul de forma concavă (fig. 3.40b) are dezavantajul că în camera de ardere din piston se acumulează ulei, care prin ardere formează produși care se depun pe suprafețele pieselor și produc perturbații în funcționarea motorului. Forma bombată (fig. 3.40c) are avantajul că transformă solicitarea capului într-una de compresiune, dar se mărește suprafața de contact cu gazele fierbinți din cilindru și se complică tehnologia de fabricație. La m.a.s. cu injecție directă, deoarece se scurtează timpul în care trebuie să se formeze amestecul aer-combustibil, este necesar să se intensifice mișcarea fluidului în cilindru, scop în care se adoptă varianta cu cap profilat (fig. 3.40d)

La m.a.c. cu camera de ardere divizată se adoptă soluția cu cap plat (fig. 3.40a).

În cazul m.a.c. cu injecție directă injecția de motorină are loc spre sfărșitul cursei de comprimare, în vecinătatea p.m.i.. Pentru ca jetul să nu ajungă în contact cu capul pistonului camera de ardere din piston are formă de cupă (fig. 4.3.3a) sau are foram jetului (fig. 4.3.3b)

Figura 4.3.3

Protecția termică a canalului primului segment se poate face în mai multe moduri:

– plasarea suprafeței inferioare a capului deasupra canalului segmentului de foc, cu o rază mare de racordare între aceasta și peretele interior al pistonului (fig. 4.3.4a)

– montarea unor inserții inelare (fig. 4.3.4b)

Figura 4.3.4

– montarea unor inserții inelare și practicarea unor canale pentru răcirea capului (fig. 4.3.5)

Figura 4.3.5

În ceea ce privește mantaua, o importanță deosebită prezintă jocul la cald între aceasta și cilindru. Prin realizarea unor jocuri la cald mici se îmbunătățește etanșarea la gaze și se reduc zgomotele care apar în timpul funcționării.

Controlul joculul la cald se poate face prin micșorarea temperaturii de regim a mantalei, soluție denumită piston cu manta rece.

Un exemplu este pistonul pistonul MONOTHERM realizat de firma Mahle prin forjare, din oțel (fig.4.3.6). Suprafețele interioare ale locașurilor din piston sunt fosfatate.

Figura 4.3.6

Secțiunea transversală mantalei este eliptică și nu circulară, pentru a se compensa dilatările din timpul funcționării.

În zona locașurilor pentru bolț, pe direcția axei bolțului, este material mai mult decât în direcție normală pe aceasta (fig. 4.3.6).

Alungirea relativă în urma dilatării este:

Δl=l.α.Δt [mm]

Se observă că lungimea materialului pe direcția axei bolțului este mai mare decât cea pe direcția normală, așa că și alungirea relativă va fi mai mare.

Pistonul este aplicat pe cilindru în planul de oscilație a bielei, care este normal pe axa bolțului. S-a constatat experimental că suprafața de contact se face pe un sector de cerc de 80-1000, repartizat simetric față de planul de oscilație a bielei (fig. 4.3.9).

Figura 4.3.7

Este rațional deci să se execute o degajare pe conturul liniei punctate. În timpul funcționării, din cauza încălzirii, forma exterioară a mantalei ajunge circulară.

Grosimea pereților mantalei este de 2 … 5 mm.

Umerii mantalei(locașurile pentru bolț) trebie să aiba o bună rigiditate pentru a se preveni deformațiile. Acest lucru se poate reliza prin intermdiul unor nervuri care fac legătura cu capul pistonului (fig. 4.3.10)

Figura 4.3.8

Nervurarea nu este posibilă la pistoanele forjate în matriță. În acest caz se face o racordare căt mai largă a suprafeței inferioare a capului cu suprafața interioară a pistonului.

În condiții grele de funcționare, în locașurile boltului pot fi montate bucșe sin cupru, alamă sau oțel.

Materialele utilizate la fabricarea pistoanelor sunt:

– aliajele de aluminiu:

– aliaje de aluminiu pe bază de siliciu (siluminiu) utilizate sunt de doua tipuri:eutectice și hpereutectice.

Aliajele eutectice conțin siliciu în proporție de 11 … 13% și mai au în componență cupru, mangan si nichel. Aliajele eutectice cu o compoziție mai mare de cupru si nichel sunt utilizate pentru temperaturi înalte.

Aliajele hipereutectice conțin 15 … 25% siliciu și au ca elemete de aliere cupru, magneziu și nichel.

– aliaje de aluminiu pe bază de cupru (duraluminiu) au ca element de alierenichelul pentru a mari rezistența la temperaturi ridicate.

– oțel – pistoanele forjate din oțel sunt utilizate pentru presiuni extreme

– materiale sinterizate – îmbunatățirea performanțelor pistoanelor din aliaje de aluminiu se paote face prin sinterizarea unor pulberi în care se adaugă materiale ceramice, fibre de carbon sau metale poroase.

4.3.2. Calculul pistonului

După ce sunt cunoscute dimensiunile constructive ale segmenților și bolțului și numarul de segmenți se pot adopta, pe baza datelor statistice, dimensiunile constructive principale ale pistonului (fig. 4.3.21)

Figura 4.3.21

Semnificația notațiilor din figura 4.3.21 și valori recomandate pentru acestea sunt date în tabelul 4.3.22.

Tabelul 4.3.22

Diametre recomandate:

D=84,5 [mm]

L- lungimea totala a pistonului, L [mm]

L=0,95*D

L=0,95*84,5=80,27 [mm]

L=80 [mm]

Inaltimea compresiei, Hc [mm]

Distanta pana la segmentul de foc, h [mm]

h=4…15 [mm]

h=8 [mm]

Inaltimea canalului segmentului de foc hc [mm]

hc=(0,05…0,09)*D

hc=0,06*84,5=5,07

hc=5 [mm]

Lungimea mantalei, Lm [mm]

Lm= (0,5…0,65)*D

Lm=0,45 *84,5=38

Lm=42 [mm]

Grosimea capului, g [mm]

g=(0,15..0,27)*D

g=0,20*84,5=16,9

g=17 [mm]

Diametrul interior al pistonului, Dip [mm]

Dip=D-(2…6)*a

Dip=84,5-4*a=69.86

Dip=70 [mm]

4.3.2.1Calculul capului pistonului

Tensiunea maximă:

Presiunea la periferia capului:

4.3.2.2. Calculul regiuni port-segmenti:

4.3.2.3. Calculul mantalei:

Diametrul la montaj al mantalei:

Cap 5 Biela

5.1. Construcția bielei

Biela face legatura între piston si arborele cotit, având și rolul de a transmite forța de presiune dezvoltată prin arderea combustibilului. Prin intermediul bielei mișcarea alternativă de translație a pistonului este transformată în mișcare de rotație a arborelui cotit.

Masa și construcția bielei influențează modul de funcționare a motorului.

1) piciorul bielei – se articulează cu pistonul prin intermediul bolțului

2) capul bielei – se articulează cu fusul maneton al arborelui cotit

3) corpul bielei – este partea centrală, care face legătura între piciorul bielei și capul bielei.

Pentru a permite articularea cu fusul maneton, capul bielei se secționează dupa un plan normal pe axa longitudinală a acestuia sau în planuri înclinate la 300, 450 600 față de acest plan normal. Partea detașabilă a capului se numește capac. Fixarea capacului se face cu ansamblări filetate.

În general, secțiunea transversală a corpului are forma de dublu T (sau H). Pentru asigurarea ungerii piciorului bielei în cazul montajului cu bolț flotant se poate practica un canal în lungul corpului. O soluție mai economică pentru ungerea piciorului este găurirea acestuia în partea superioară.

Asupra bielei acționează forța de presiune dezvoltată prin arderea combustibilului și forța de inerție a maselor în mișcare de translație. Efectul forțelor centrifuge care apar datorită mișcării oscilatorii, care solicită corpul bielei la încovoiere, poate fi neglijat în calculele uzuale.

Biela este supusă alternativ la solicitari de întindere și compresiune. La motoarele supraalimentate solicitarea de compresiune este mai mare decât cea de întindere. De aceea este necesar să se acorde o mare atenție solicitarii de flambaj.

Solicitarea de întindere este semnificativă în cazul m.a.s. rapide.

Ansamblarea filetată prin care se fixează capacul de bielă trebuie să satisfacă următoarele cerințe:

– să mențină strâns unite cele două componente

– să asigure forma geometrică corectă

Din punct de vedere constructiv trebuie avut în vedere:

– asigurarea stabilității dimensionale a suprafetelor interioare ale piciorului si capului

– realizarea unei ungeri corespunzatoare a piciorului. La motoarele actuale canalele de ungere practicate în lungul corpului sunt rar folosite. Se preferă găurirea părții superioare a piciorului.

– asigurarea unei asamblări corecte a capului

– proiectarea formei constructive în concordanță cu solicitările

Piciorul bielei are o formă tubulară. Racordarea piciorului cu capul se face la un unghi =90 … 1300 față de axa longitudinală (fig. 5.1)

Figura 5.1

Cu cât unghiul are o valoare mai mică biela va fi mai robustă, dar în schimb masa sa crește.

Secționarea oblică a capului se face de obicei la 450, pentru a permite trecerea bielei prin cilindru la montaj. Dezavantajul acestei soluții este găurirea bielei într-o zonă intens soliciată (zona de legatură dintre corp și cap) și, în plus, șuruburile de fixare sunt supuse la acțiunea forțelor tangențiale.

Se aplică secționarea oblică a capului în special la motoarele cu cilindri în V și la m.a.c.-urile pentru vehicule comerciale, deoarece diametrul fusului maneton este mai mare, ceea ce face ca și diametrul exterior al capului să crească.

Raportul dintre raza manivelei și lungimea bielei pentru motoarele de autoturisme este:

=r/l=0,28 … 0,33 , cu valori mai mici pentru m.a.c.

Tehnologii de realizare a semifabricatului

a. Forjare în matriță

Materialele utilizate pentru forjarea în matriță sunt bare de oțel având secțiunea circulară sau dreptunghiulară încălzite la 1520-1570 K.

Pentru obținerera structurii și caracteristicilor mecanice necesare se aplică diferite tratamente, în funcție de tipul oțelului:

– călire în timpul forjării

– răcirea controlată în curent de aer

– călire prin metoda conventională

De obicei, biela se forjază dintr-o bucată, secționarea capului fiind realizată ulterior.

b)Turnare

Bielele din fontă se toarnă în forme din nisip

c)Sinterizare

Sinterizarea pulberilor metalice se face în cuptoare electrice la aproximativ 1400 K și este urmată de forjare în matriță pentru a mări densitatea materialului piesei.

Indiferent de modul de realizare a semifabricatului urmează operațiile de prelucrare mecanică prin care rezulta forma finală.

Materialele utilizate pentru fabricarea bielelor se aleg în funcție de solicitări și de tipul motorului. Cele mai utilizate sunt:

– pentru semifabricat obținut prin turnare:

– fonta cu grafit nodular

– fonta neagră maleabilă

Fonta cu grafit nodular este mai avantajoasă din punct de vedere economic și al proprietăților mecanice și este mai ieftină. Incluziunile compacte de grafit conferă acestei fonte rezistență și duritate bună și, în plus, ușurează turnarea. În urma turnării se obține structura cerută, fără a fi necesare tratamente termice suplimentare.

În cazul fontei negre maleabile, pentru a obține structura cerută este necesară aplicarea unor tratamente termice după turnare.

-pentru semifabricat obtinut prin forjare în matriță:

– oțeluri slab aliate – 27MnVS6

– oțeluri manganoase – C40 sau C70S6

– oțeluri aliate – 34Cr Ni Mo6 sau 42CrMo4 pentru biele care lucrează în condiții grele

5.2. Calculul bielei

5.2.1. Calculul piciorului bielei

Piciorul bielei are o forma tubulară (fig. 1). Dimensiunile caracteristice ale piciorului sunt prezentate în figura 5.2.

Figura 5.2

unde: – deb [mm] – diametrul exterior al bolțului

– dip [mm] – diametrul interior al piciorului bielei (dacă bolțul este fix dip=deb deoarece nu mai este necesară montarea bucșei în piciorul bielei)

– dep [mm] – diametrul exterior al piciorului bielei

– hb [mm] – grosimea radială a bucșei

– hb [mm] – grosimea radială a bucșei

Diametrul exterior al boltului, deb [mm]

Lungimea piciorului bielei, lb [mm]

Diametrul exterior al piciorului, de [mm]

Grosimea radiala a piciorului, hp [mm]

Grosimea radiala a bucsei, hb [mm]

Diametrul interior al piciorului bielei, dip [mm]

a). Solicitarea de întindere:

Forta de intindere (tractiune) a piciorului bielei, Ft

Forța normală și momentul încovoetor determinat de forța de tracțiune :

Momentul incovoietor in planul de simetrie V-V determinat de forta Ft, M in [N*m]

Forta nominala in planul de simetrie V-V determinat fe forta Ft, N in [N]

Momentul incovoietor in sectiunea I-I determinat de forta Ft, in [N*m]

Forta normala in sectiunea de incastrare determinate de forta Ft, [N]

Unghiul de incastrare φ1 [0]

Raza medie a pistonului rm [mm]

Efortul unitar in fibra exterioara determinat de forta Ft in sectiunea φ1, [MPa]

In care :

K- coeficientul de proportionalitate pentru bolt flotant

Ab- aria sectiunii bucsei, [mm2]

Ap – aria sectiunii piciorului bielei, [mm2]

Efortul unitar in fibra exterioara determinat de forta Ft in sectiunea φ1, [MPa]

Efortul unitar in fibra interioara determinat de forta Ft in sectiunea φ1, [MPa]

b). Solicitarea de compresiune:

Momentul incovoietor n sectiunea I-I determinat de forta Fc, , [N*m]

In care:

– momentul incovoietor in planul de simetrie V-V determinat de forta Fc, in [N*m]

Forta nominala in sectiunea I-I determinate de forta Fc, [N]

Efortul unitar in fibra exterioara, determinat de forta Fc, [MPa]

Efortul unitar in fibra exterioara, determinat de forta Fc, [MPa]

c). Solicitarii de fretaj.

Presiunea de fretaj, pf [MPa]

In care:

st – strangerea termica [mm]

sm- strangerea la montaj [mm]

Efortul unitar in fibra exterioara determinat de presiunea de fretaj pf,

Efortul unitar in fibra interioara determinat de presiunea de fretaj pf,

Efortul maxim in fibra exterioara, [MPa]

Efortul maxim in fibra exterioara, [MPa]

Deformația piciorului pentru bolt flotant in biela, [mm]

In care:

I-momentul de inertie, in [mm]

Eol- coeficientul de elasticitate al otelului, in [mm]

Eol=2,1*105 Mpa

Calculul coeficientului de siguranta, c.

In care:

coeficientul efectiv de concentrare la solicitarii variabile

coeficientul de calitate al suprafetei pentru biele ecruisate

Se adopta:

factor dimensional

ε= 0,9 conform [1, Fig 13,24 curba 4, pag 492]

ψ- coeficient ce depinde de caracteristica materialului

ψ=(0,12…0,2), conform [1, pag 491]

Se adopta ψ=0,12

5.2.2. Calculul corpului bielei:

Dimensiunile caracteristice mai raspândite pentru profilul dublu T al bielei sunt indicate în Tabelul 3.8 unde H reprezinta latimea talpilor. Daca latimea H variaza de la picior Hp la cap Hc pentru dimensiunile caracteristice Hp si Hc sunt date relatii tot în tabelul respectiv. Calculul de verificare se dezvolta în sectiunea mediana M-M a corpului si în sectiunea minima m-m sub picior.

Calculul solicitarilor in sectiunea m-m;

Calculul solicitarilor in sectiunea d-d;

Calculul solicitarilor pentru secțiunea mediană M-M

Forta de intindere (tractiune) in sectiunea minima m-m, Ftm-m [N]

Efortul unitar de intindere, [MPa]

In care : Am-m aria sectiunii m-m, in [mm2]

Forța de compresiune in sectiunea m-m

Efortul unitar de compresiune, [MPa]

=197 [MPa]

Coeficient de corecție în plan de oscilație O-O:

Tensiunea de compresiune și flambaj în planul de oscilație:

Tensiunea maxima si minima

Coeficientul de siguranta

In care: σ-1t=0,315*σr

σr=570..750 [MPa] pentru biela din OLC

βk-coeficient efectiv de concentrare la solicitarii variabile

βk=1

γ- coeficient de calitate al suprafetei pentru biele ecruisate

γ=(0,9…1,5)

se adopta γ=0,9

ε-factor dimensional

ε=0,85

ψ-coeficient ce depinde de caracteristica materialului

ψ=(0,12…0,2)

se adopta ψ=0,16

Forta de intindere (tractiune) in sectiunea mediana M-M

Forta de compresiune in sectiunea mediana M-M

5.2.3 Capul bielei:

Dimensiunile principale ale capului bielei , respectiv diametrul interior si lungimea sunt determinate de cele ale fusului maneton. Deoarece partea superioara a capului este racordata larg cu corpul bielei, solicitarea la compresiune este neinsemnata. Solicitarea la intindere se transmite numai capului si este determinata de forta de inertie a maselor aflate in miscare de translatie si de forta centrifuga FRB data de masa bielei aflata in miscare de rotatie, mai putin masa capacului.

Diametrul fusului maneton, dM [mm]

dM=(0,55…0,68)*D [mm]

dM=0,6*84,5=50,7 [mm]

dM=51[mm]

Lungimea fusului maneton, lM [mm]

lM=(0,55…0,75)*dM

lM=0,74*51=37,74 [mm]

lM=38 [mm]

Grosimea cuzinetilor, hcuz [mm]

Diametrul interior al capacului, Dic [mm]

Diametrul exterior al capacului, Dec [mm]

Masa capacului

Forta de intindere, Ft [N]

Diametrul mediu al capacului

Efortul unitar in fibra rxterioara, σ [MPa]

Tensiunea maxima in fibra exterioara se determina in ipoteza ca unghiul de incastrare φ=1300 deoarece aceata variaza intre limite restranse.

ic- momentul de inertie al capului

aria secțiuni transversale a capului respectiv cuzinetului:

Diametrul exterior al cuzinetului

Deformația maximă a capului:

Cap. 6 Arborele cotit

6.1. Construcția arborelui cotit

Arborele cotit însumează momentele produse de fiecare cilindru și furnizează utilizatorului momentul total. Rolul său este acela de a transforma mișcarea alternativă de translanție a pistonului în mișcare de rotație. Manivela mecanismului bielă manivelă este reprezentată de cotul arborelui cotit.

Parțile componente ale unui arbore cotit sunt (fig. 6.1):

Figura 6.1

– fusul maneton – pe care se articulează biela

– fusul palier – reprezintă lagarul de sprijin al arborelui cotit

– brațul – face legătura între fusul palier și fusul maneton

Un cot este format dintr-un fus maneton, cele doua brațe care îl încadrează și câte o jumătate din fusurile palier învecinate.

Motoarele cu cilindri în linie au arbori cu un număr de coturi egal cu numărul de cilindri, iar cele cu cilindri în V au numărul de coturi egal cu jumătate din numărul de cilindri.

În partea posterioară a motorului se fixează volantul și organele de legătură cu utilizatorul, iar la partea anterioară se fixează elementele necesare pentru antrenarea unor sisteme auxiliare ( sistemul de distribuție a gazelor, sistemul de răcire, sistemul de ungere etc.)

Arborele cotit este supus unor solicitări extrem de mari și, de aceea, este necesar să posede o rigiditate deosebită. Acest lucru se poate realiza prin marirea dimensiunilor constructive, soluție limitată de scaderea frecvenței vibrațiilor libere (din cauza creșterii masei proprii) cu pericolul apariției fenomenului de rezonanță în timpul funcționării.

Pentru a micșora masa o soluție posibilă este găurirea fusurilor. Aplicând această soluție se îmbunătățește rezistența la oboseală și se oferă posibilitatea de a aduce uleiul de ungere spre fusuri prin interiorul arborelui cotit.

Micșorarea abaterilor de formă și poziție are o deosebită importanță atât în ceea ce privește fusurile cât și dispunerea coturilor. Caltatea suprafeței fusurilor este importantă pentru micșorarea uzurilor.

Uzual, numărul de fusuri palier este cu unul mai mare decât numărul de fusuri maneton. La m.a.s. mai puțin solicitate există posibiltatea ca numărul de fusuri palier să fie mai mic decât cel al fusurilor maneton, caz în care unele brațe sunt comune pentru două fusuri maneton alăturate.

La motoarele moderne brațele au o formă eliptică (fig. 6.2a), care s-a dovedit avantajoasă în ceea ce privește rezistența la solicitările mecanice. La motoarele extrem de solicitate brațul poate ajunge până la forma circulară (fig. 6.2b).

Figura 6.2

Prin suprapunearea s a fusurilor (fig. 5.2 a) se mărește rezistența la oboseală a arborelui.

Reducerea concentratorilor de tensiuni în zona de racordare a fusurilor cu brațul se face prin intermediul unor praguri (fig. 6.3). Ra cordarea fusului cu pragul se face fie cu o rază de racordare ( fig. 6.3a) fie cu degajări (fig. 6.3b).

Figura 6.3

Arborii cotiți pentru motoarele care echipează autovehicule rutiere pot fi fabricați din oțel sau din fontă.

Procedeul de obținere a semifabricatului pentru arborii din oțel este forjarea în matriță, iar arborii din fontă se realizează prin turnare.

Prin forjare în matriță nu se înrerup ceea ce reduce concentratorii de tensiuni.

Turnarea are avantajul că realizează mai ușor forma contragreutăților. La arborii din oțel contragreutățile se fabrică separat și sunt fixate de arbore cu asamblări filetate.

6.2. Calculul arborelui cotit

În primul rând vor fi stabilite dimensiunile constructive ale arborelui cotit, după care urmează calculul de verificare.

Dimensiunile caracteristice ale arborelui cotit sunt prezentate in figura (6.4).

fig 6.4

unde:

l-lungimea unui cot (distanța dintre axele a doi cilindri consecutivi)

l=lP+lM+2.g

lP [mm] – lungimea fusului palier

dP [mm] – diametrul exterior al fusului palier

lM [mm] – lungimea fusului maneton (a fost adoptată la calculul capului bielei)

dM [mm] – diametrul exterior al fusului maneton (a fost adoptat la calculul capului bielei)

dMi [mm] – diametrul interior al fusului maneton

b [mm] – lățimea brațului

g [mm] – grosimea brațului

ρ [mm] – raza de racordare a fusului cu brațul

Valorile recomandate pentru aceste dimensiuni sunt prezentate în tab 6.5.

Tabelul 6.5

H1=dP/2+3 … 8 mm (vezi fig. 5.4)

H1=dP/2+3 … 8 mm (vezi fig. 5.4)

H=H1+H2+r [mm] (vezi fig. 5.4)

Diametrul fusului palier, dl [mm]

Lungimea fusului palier, lp [mm]

lp = (0,45…0,6)*dl [mm]

lp = 0,6*61=36,6 [mm]

lp=37 [mm]

Lungimea fusului maneton, lM [mm]

lM=(0,45…0,62)*D [mm]

lM=0,45*84,5=38,02 [mm]

lM= 38 [mm]

Diametrul fusului maneton, dM [mm]

dM=(0,55…0,68)*D [mm]

dM=0,6*51=50,7 [mm]

dM=51 [mm]

Diametrul interior al fusului maneton, dmi [mm]

dmi=(0,07…0,75)*dM [mm]

dmi=0,5*51=25,5[mm]

dmi=25 [mm]

Diametrul interior al fusului palier, dli [mm]

dli=dmi=25 [mm]

Latimea bratelor, b [mm]

b=(1,5…2)*dM [mm]

b=2*51[mm]

b=102 [mm]

Grosimea bratului, g [mm]

g=(0,15…0,5)*dM [mm]

g=0,5*51=25,5

g=25 [mm]

Raza de racordare, ρ [mm]

ρ= (0,06…0,1)*dM [mm]

ρ= 0,085*51=4,33 [mm]

ρ=4 [mm]

Lungimea bratului arborelui cotit, lcot [mm]

Lcot=lp+lM+2*g [mm]

lcot=115[mm]

Verificarea fusurilor la presiunea de contact șși la încălzire:

Presiunea specifică pe fusul maneton

Presiunea specifică medie:pMmed [bar]

Presiunea specifica maxima, pMmax [bar]

Presiunea specifica pe fusul palier, plmed [bar]

Presiunea specifica maxima pe fusul palier, plmax [bar]

Verificarea fusului la încălzire:

Pentru a aprecia acest fenomen sa introdus coeficientul de uzură .

Coeficientul de uzură pentru fusul maneton:

Verificarea la oboseală.

Calculul fusului palier:

Tensiunile maxime și minime:

Cap.7. Măsuri de Protecția Muncii

La locul de muncă, muncitorul se va prezenta în echipament corespunzător, va verifica buna funcționare a sistemului MU-DPSf-DPSc-Sc. Pentru operația de prelucrare, muncitorul va folosi scule adecvate și va respecta normele specifice de protecția muncii. Mașinile unelte trebuie să corespundă din punct de vedere tehnic, să aibă apărători de protecție, să fie protejat de electrocutare prin legare la pământ.

Se prezintă în continuare câteva norme ce trebuie respectate:

• pentru protecția împotriva așchiilor, strungurile trebuie să fie prevăzute cu ecrane de protecție;

• înaintea începerii lucrului, strungarul va verifica starea mașinii, și în cazul constatării unor defecțiuni, va anaunța maistrul;

• dacă în timpul prelucrării se produc vibrații puternice, mașina unealtă se va opri imediat, procedându-se la constatarea și înlăturarea cauzelor;

• elementele de comandă pentru pornirea mașinilor trebuie să fie astfel dispuse încât să nu permită pornirea accidentală a mașinii;

• pe mașinile de frezat se vor executa numei operațiile pentru care a fost destinată mașina;

• în timpul fixării sau desprinderii piesei, precum și la măsurarea pieselor fixate pe masa mașinii, se va avea grijă ca distanța dintre piesă și freză să fie cât mai mare;

• verificarea cotelor pieselor fixate pe masa mașinii precum și a calității suprafeței prelucrate se va face numai după oprirea mașinii;

• înaintea fixării piesei pe masa mașinii de găurit, se vor curăța, mai întâi, masa și canalele ei de așchii;

• prinderea și desprinderea piesei se vor face numai cu axul principal oprit;

• se interzice folosirea burghielor necorespunzătoare sau prost ascuțite;

• se interzice frânarea cu mâna a axului port-mandrină la oprirea mașinii.

Bibliografie

1. Berindean, Vasile: ,,Procese caracteristice și supraalimentarea motoarelor cu ardere internă”, partea a III-a, Litografia I.P.T.V. Timișoara, 1985.

2. Bobescu Gh. șa.: Motoare pentru automobile și tractoare, Vol I, II, III, Editura Tehnică

Chișinău, 1998

3. Cojerean, Petru: ,,Tehnologia construcțiilor de mașini unelte.Îndrumător de proiectare.Alegerea mașinilor unelte”, Litografia I.P.T.V. Timișoara, 1983.

4. Cojerean, Petru: ,,Tehnologia de fabricație a mașinilor termice”, Litografia I.P.T.V. Timișoara, 1988.

5. D. Abăităncei ș.a.: ,,Motoare pentru automobile și tractoare.Construcție și tehnologie”

, vol.I, Ed. Tehnica București, 1978.

6. Frățilă, Ioan : ,,Dinamica autovehiculelor” , Ed. Tehnica București.

7. Gheroghe Bobescu ș.a.: ,,Motoare pentru automobile și tractoare” , vol.II, editura

Tehnica Chișinău, 1998.

8. Grunwald, Berthold: ,,Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere” , Ed. Didactică și Pedagogică București 1980.

9. Micsa, Ioan ș.a.: ,,Tehnologia constructiei de mașini.Îndrumător de proiect” , Litografia I.P.T.V. Timișoara.

10. Negrea V. : Procese în motoare cu ardere internă-economicitate, combaterea poluării, Editura Politehnică Timișoara, 2001, Vol. I, II.

11. Negrea, Virgiliu Dan: ,,Evaluarea termogazodinamică a motoarelor cu ardere internă

prin metoda ciclului cvasiideal”, Litografia U.T.T., 1996.

12. Negrea, Virgiliu Dan: ,,Procese caracteristice și supraalimentarea motoarelor cu ardere internă” , Litografia U.T.T., 1990.

13. R. Mărdărescu ș.a.: ,,Motoare pentru automobile și tractoare”, Ed. Didactică și

Pedagogică București, 1968.

14. Racotă R. ș.a.: Îndrumător de proiectare, Litografia Pitești

15. Raica, Traian: ,,Calculul și construcția motoarelor cu ardere internă”, Vol. I, II, III, Litografia I.P.T.V. Timișoara, 1977.