Stabilirea Configuratiei Arborelui Cotit

1. Introducere

Scopul lucrării este proiectarea unui motor cu ardere internă, prin realizarea calculului termic al motorului și al celui de rezistență pentru componentele grupului piston.

Motorul cu ardere internă este un mecanism care transformă energia termică în energie mecanică prin arderea unui amestec de aer-combustibil, iar presiunea rezultată dezvoltă o forță destul de mare pentru împingerea unui pistonul într-un cilindru. Destinderea gazelor din camera de ardere acționează asupra pistonului, care se va deplasa împingând biela și transmitând mișcarea mai departe la arbore cotit.

Camera de ardere reprezintă un spațiu delimitat de cilindru, de chiulasă și de capul pistonului, unde are loc schimbul de gaze, compresia, arderea și destinderea fluidului de lucru. Camera de ardere își schimbă volumul datorită pistonului, care execută o mișcare de translație în cilindru.

Biela face legătura dintre piston și arborele cotit. Aceasta este fixată la unul din capete de piston (piciorul bielei) și la celălalt de fusul maneton al arborelui cotit (capul bielei).

Împreună cu arborele cotit, transformă mișcarea de translație a pistonului în mișcare de rotație a arborelui cotit.

Arborele cotit realizează două rotații complete într-un ciclu motor.

Cei patru timpi a motorului sunt: cursa de admisie, cursa de comprimare, cursa de destindere și cursa de evacuare.

2.Calculul termic

Calculul termic al motorului se bazează pe ciclul teoretic general al motoarelor cu ardere internă.

Calculul termic se efectuează prin determinarea următorilor parametri:

-Parametri de stare în punctele principale ale ciclului motor.

-Presiunea medii indicate și a celei efective.

-Dimesiunile fundamentale ale motorului (alezajul D, cursa pistonului S)

-Cilindreea unitară și a volumul minim/maxim al camerei de ardere.

-Indicile de perfecțiune a motorului.

2.1 Motor supraalimentat

2.1.1 Procesul de schimbare a gazelor

Acesta începe cu deschiderea supapei de evacuare și se termină cu închiderea supapei de admisie. Pe durata acestui process cel puțin una dintre supape este deschisă.

Gradul de umplere al cilindrului reprezintă raportul dintre cantitatea de fluid proaspăt reținută în cilindru la sfârșitul procesului de admisie și cea care ar ocupa volumul maxim al camerei de ardere în condiții atmosferice de presiune și de temperatură. Determinarea gradului de umplere se face pe baza ecuației implicite (2.1), care se rezolvă prin încercări. Se recomandă ca valorile pentru gradul de umplere să se încadreze în intervalul ηV=0,7 … 0 8 [2, pag. 123].

(2.1)

Variația presiunii din cilindru pe parcursul procesului de schimbare a gazelor este prezentată în fig. 2.1. Pentru simplificarea calculelor, se consideră că atât evacuarea cât și admisia se desfășoară la presiune constantă (pg, respectiv pa).

Figura 2.1 Variația presiunii din cilindru pe durata procesului de schimbare a gazelor

Parametrii din rel. (2.1) au următoarele semnificații:

– sfp este densitatea fluidului proaspăt în condiții atmosferice [kg/m3];

[] (2.2)

Rfp este constanta fluidului proaspăt, 287 J/kg [2,pag.55] – în cazul MAC, fluidul proaspăt este aerul

ps=0,16 MPa – presiunea de supraalimentare

Ts=330 K – temperatura fluidului proaspăt la ieșirea din răcitor

– este gradul de încălzire a fluidului proaspăt: se recomandă Φ=1,015-1,035 [2, pag.122]. Se adoptă Φ=1,025.

– ka este exponentul adiabatic al aerului. ka=1,4 [2, pag.122];

– este raportul de comprimare: pentru M.A.C. supraalimentat: se recomandă ε=12-16 [2, pag.122]. Se adoptă: ε=15,7;

– este coeficientul gazelor arse reziduale: se recomandă γr=0-0,1 [2, pag.123]. Se adoptă: γr=0,05.

– n este turația de putere. Deoarece prin tema de proiect s-a cerut realizarea unui studiu privind influența turației de putere maximă asupra presiunii medii indicate, s-au dat valori ale acesteia din 50 în 50 rot/min, pe intervalul n=4000-4600 rot/min.

– a1 este viteza de deplasare a sunetului prin fluidul proaspăt, în condițiile mediului ambiant;

[m/s] (2.3) m/s

– p0 și T0 este presiunea și temperatura mediului ambient

p0 = 0,1013 MPa [2, pag.123]

T0 = 293 K [2, pag.123]

– φpu este gradul de postumplere: se recomandă φpu=0,08-0,25 [2, pag.103]. Se adoptă: φpu=0,14

– pg și Tg este presiunea, respectiv temperatura de evacuare

Se recomandă: pg =(1,05-1,25). p0, [2, pag.112], se adoptă pg =1,15·0,1013 = 0,116 MPa;

Se recomandă: Tg = 800-1200 K [2,pag.112], se adoptă Tg =1000 K;

– Tad – temperatura la ieșirea din răcitor, Tad=320 K [2, pag. 122];

– ξa – coeficientul global al pierderilor în sistemul de admisie: se recomandă ξa=2-6 [2, pag. 123]. Se adoptă: ξa=3.

– D/da – raportul dintre alezaj și diametrul orificiului liber controlat de supapa de admisie. Se recomandă D/da=2,22-2,86 [2, pag. 123]. Se adoptă: D/da = 2,45

– αa – durata de deschidere a supapei de admisie. Se recomandă: αa=212-285 0RAC [2, pag. 76]. Se adoptă: αa= 260 oRAC.

– – viteza medie a pistonului. Se recomandă: =12-15 m/s [2, tab. 3.3, pag. 113]. Se adoptă: =15 m/s

– – coeficientul mediu de debit al orificiului controlat de supapa de admisie. Se recomandă:- =0,4-0,6 [2,pag.113]. Se adoptă =0,55.

– SLsa – secțiunea litrică a supapei de admisie. Se recomandă SLsa=(5-15)·104 m2/l [2, pag.113]; Se adoptă: SLsa=10·104 m2/l.

Înlocuind aceste valori în ecuația 2.1, rezultă:

și, mai departe:

Ecuația a fost rezolvată prin încercări, valorile rezultate pentru determinarea gradului de umplere fiind prezentate în tabelul 2.1.

Tabel 2.1

Presiunea la sfârșitul cursei de admisie pa (punctul a din fig. 2.1):

[MPa] (2.4)

[MPa]

Temperatura la sfârșitul cursei de admisie Ta (punctual a din fig. 2.1):

[K] (2.5) [K]

Valorile rezultate prin calcul sunt prezentate în tabelul 2.2

Tabel 2.2.

Din fig. 2.2 se observă că, la creșterea turației pe intervalul n=4000-4500 rot/min, gradul de umplere scade liniar cu aproximativ 2,8% (fig. 2.2a), iar presiunea de admisie scade cu 2,3 % (fig. 2.2b). Temperatura de admisie rămâne constantă.

Fig.2.2a Variația gradului de umplere

Fig. 2.2b Variația presiunii de admisie

2.1.2 Procesul de comprimare

Acesta începe din momentul închiderii supapei de admisie și se termină cu începerea procesul de ardere (punctul d din fig. 2.3).

Procesul de comprimare este necesar fiindcă are rolul de a mări eficiența motorului și de a crea condițiile unei arderi cât mai complete.

Figura 2.3 Variația presiunii din cilindru pe durata procesului de comprimare

Presiunea la sfârșitul cursei de comprimare pentru ciclul motor fără ardere (punctul c’). Valorile calculate sunt prezentate în tabelul 2.3.

[MPa] (2.6)

În care:

nc = exponentul politropic mediu al procesului de comprimare;

Se recomandă: nc = 1,34-1,41 [2, pag. 132], se adoptă: nc = 1,34.

Temperatura la sfârșitul procesului de comprimare Tc’:

[K] (2.7)

Se recomandă: pc’ = 4-7,5 MPa; Tc’ = 700-950 oK – pentru MAC supraalimentat [2,pag.55]

Tabelul 2.3

2.1.3 Procesul de ardere

Variația presiunii pe parcursul procesului de ardere, pentru ciclul motor ideal generalizat, este prezentată în figura 2.4.

Arderea începe atunci când a ars aproximativ 3% din cantitatea de combustibil introdusă pe ciclul motor.

Se consideră că procesul de ardere se desfășoară în 3 faze (vezi fig. 2.4):

-Arderea izocoră,între d-z;

– Arderea izobară,între z-z‘;

– Arderea izotermă,între z‘-t;

Se consideră că pe durata fazei de ardere izocore (d-z) presiunea variează liniar cu o viteză constantă de creștere a presiunii.

Figura 2.4 Variația presiunii din cilindru pe parcursul procesului de ardere

La început se determină presiunea, temperatura și volumul instantaneu al camerei de ardere în momentul de început al procesului de ardere (punctul d din fig. 2.4).

Unghiului de început al arderii:

se recomandă: αd = 345-360 oRAC [2, pag. 169]; se adoptă: αd = 350 oRAC

Unghiului de sfârșit al arderii:

se recomandă: αz = 365-370 o RAC [2, pag. 170]; se adoptă: αz = 368 oRAC

Raportul creșterii de presiune în faza arderii izocore Π = pz/pd;

se recomandă: Π = 1,8-2,8 [2, pag. 170]; se adoptă: Π = 2,2

χ este un parametru având valoarea χ = 0,896·10-4 [2, pag. 145]

Presiunea la începutul procesului de ardere pd:

[MPa] (2.8)

[MPa]

Temperatura la începutul procesului de ardere Td:

[K] (2.9)

[K]

Presiunea la sfârșitul fazei de ardere izocore pz:

pz = Π·pd [MPa] (2.10)

Viteza medie de creștere a presiunii :

[MPa/oRAC] (2.11)

Se calculează presiunea la sfârșitul cursei de comprimare pentru ciclul motor cu ardere (punctul c din fig. 2.4):

pc = pd + ·(360-350) [MPa] (2.12)

Rezultatele sunt prezentate în tab. 2.4.

Tabel 2.4

Se definesc raporturile volumice:

d = Vd/Vc = 1+χ ·(Ԑ-1)·(αd-360o)2 (2.13)

d =1+0,896·10-4·(15,7-1)·(350-360)2 = 1,132

z = Vz/Vc = 1+χ ·(Ԑ-1)·(αz-360o)2= 1,084 (2.14)

z =1+0,896·10-4·(15,7-1)·(368-360)2

Exponentul politropic al procesului d-c, respectiv c-z, se determină cu relațiile:

nd-c = ; Vezi tabel 2.3 (2.15)

nc-z ; Vezi tabel 2.3 (2.16)

Temperatura la sfârșitul cursei de comprimare pentru ciclul motor cu ardere (punctul c din fig. 2.3):Tc = Td · dndc-1 [oK] (2.17)

Temperatura fluidului de lucru la sfârșitul fazei de ardere izocore (punctul z din fig. 2.3):

Tz = Tc · [K] (2.18)

Numărul de kilomoli de fluid proaspăt pătruns în cilindri, pentru 1 kg de combustibil:

fp = ·Lmin [kmol]

Lmin cantitatea necesara de aer pentru arderea completă a unui kg de combustibil; Lmin=0,4969 la motorină [2, tab. 4.1, pag. 134]

Coeficientul de exces de aer: se recomandă: =1,2-1,6 [2, pag. 156]. Se adoptă. =1,05.

fp = 1,05 · 0,4969 = 0,522 kmol

Numarul de kilomoli de amestec inițial (fluid proaspăt și gaze arse reziduale) reținut în cilindru la sfârșitul procesului de admisie:

ai = fp · (1+ɣr) [kmol] (2.19)

ai = 0,522 · (1+0,04) = 0,548 kmol

Numărul de kilomoli de dioxid de carbon care rezultă în urma arderii unui kg de combustibil:

CO2= [kmol] (2.20)

c – este masa de carbon dintr-un kilogram de combustibil: c=0,857 kg/kg [2, tab. 4.1, pag. 134];

CO2 kmol

Numărul de kilomoli de apă care rezultă în urma arderii unui kg de combustibil:

H2O = [kmol] (2.21)

h – este cantitatea de hidrogen dintr-un kilogram de motorină h=0,133 kg/kg [2, tab. 4.1, pag. 134];

kmol

Numărul de kilomoli de oxigen care rezultă în urma arderii unui kg de combustibil:

O2 = 0,21 · (-1) · Lmin [kmol] (2.22)

o – este cantitatea de oxigen dintr-un kilogram de motorină , o=0,01 kg/kg [2, tab. 4.1, pag. 134];

O2 = 0,21 · (1,05-1) · 0,4969 = 0,0052 kmol

Numărul de kilomoli de azot care rezultă în urma arderii unui kg de combustibil:

N2 = 0,79 · · Lmin [kmol] (2.23)

N2 = 0,79 · 1,05 · 0,4969 = 0,412 kmol

Numărul de kilomoli rezultați în urma arderii unui kg de combustibil:

ar = CO2 + H2O + O2 + N2 [kmol] (2.24)

ar = 0,0714+0,0665+0,0052+0,412=0,5551 kmol

Numărul de kilomoli de fluid de lucru aflat în cilindru la sfârșitul procesului de ardere:

ga = fp · (c + ɣr) [kmol] (2.25)

Coeficientul chimic de variație molară;

c =

ga = 0,522 · (1,0643+0,04) = 0,581 kmol

Coeficientul total de variație molară;

t = (2.26)

t

Rezulatele acestor calcule sunt prezentate în tab. 2.5.

Tabel 2.5

Fracțiunea din căldura disponibilă care se degajă pe durata fazei de ardere izocore:

ξv = Qd-z / Qdisp (2.27)

Căldura degajată în faza de ardere izocoră:

Qdisp= ξu · Qi [kJ/kg] (2.29)

Qi puterea calorică inferioară a motorinei: Qi=41850 kJ/kg [2, tab. 4.1, pag. 134];

ξu coeficient de utilizare a căldurii ;

Se recomandă: ξu = 0,88-0,94 [2, pag.170]; se adoptă: ξu = 0,9.

Qdisp = 0,9 · 41850 = 37665 kJ/kg

Căldura specifică la volum constant a fluidului proaspăt

= 19,67 + 2,51 · 10-3 ·Td [KJ/kmolK] (2.30)

Căldura specifica la volum constant a gazelor de ardere este:

=23,868+2,287·10-3·T [KJ/kmolK]

Căldura specifică la presiune constantă a gazelor de ardere:

= [KJ/kmolK] (2.31)

ξv = 14157/ 37665=0,375

Fracțiunea din căldura disponibilă degajată arderii izobare:

Se recomandă: ξp = 0,6-0,8 [2, pag. 170]; se adoptă: ξp = 0,7

Temperatura la sfârșitul procesului de ardere izobară (punctul z’ din fig. 2.4) se determină cu relația :

[KJ/kg] (2.32)

Căldura specifică la presiune constantă la temperatura Tz’, respectiv Tz:

= 31,92 + 2,287 ·10-3 · Tz’ [KJ/kmolK]

= 31,92 + 2,214 · 10-3 · Tz [KJ/kmolK]

Prin înlocuiri rezultă o ecuație de gradul II cu necunoscuta Tz’

2,287 · Tz’2 + 31512 · Tz’ – A = 0

unde: ;

Rezultă valoarea temperaturii în punctul z’:

[oK]; Se recomandă: Tz’= 1800-2200 oK [2, pag. 170];

Rezultatele sunt prezentate în tab. 2.6

Tabel 2.6

Se definesc raporturile volumice

zz’ = Tz’/Tz = Vz’/Vz (2.33)

zz’ =1,4075

z’= Vz’/Vc = z · zz’ (2.34)

z’=1,084∙1,4075=1,525

(2.35)

=1,84

t = z’ ·z’t (2.36)

t = 1,517.1,84=2,791

Unghiul de sfârșit al fazei de ardere izobare:

[oRAC] (2.37)

oRAC

[oRAC] (2.38)

oRAC

αz’ – αt = 396,87-379,81=17,06 oRAC

Se recomandă: αz’ – αt = 5-20 oRAC și αt = 380-400 oRAC [2, pag. 170]

Presiunea la sfârșitul procesului de ardere (punctul t din fig. 2.4):

[MPa] (2.39)

Temperatura la sfârșitul procesului de ardere este egală cu temperatura de la sfârșitul fazei de ardere izocore:

Tt=Tz’ [K]

2.1.4 Procesul de destindere

Se consideră că procesul de destindere este unul politropic de exponent constant. Presiunea și temperatura la sfârșitul cursei de destindere se determină cu relațiile.

[MPa] (2.40)

nd este exponentul politropic al procesului de destindere;

Se recomandă: nd = 1,2-1,3 [2, pag. 173]; se adoptă: nd = 1,25

[oK] (2.41)

Pentru că supapa de evacuare se deschide cu avans față de P.M.E., presiunea la sfârșitul cursei de destindere este :

[MPa] (2.42)

Valorile calculate ale acestor parametrii sunt prezentate în tab. 2.7

Tabel 2.7

2.1.5 Presiunea medie indicată

Reprezintă lucrul mecanic dezvoltat prin arderea combustibilului de unitatea de volum a camerei de ardere.

Presiunea medie efectivă reprezintă lucrul mecanic furnizat utilizatorului de unitatea de volum al camerei de ardere.

Randamentul mecanic ia în considerare pierderile prin frecare dintre componentele mecanismului motor aflate în mișcare relativă:

Se recomandă: m = 0,85-0,95 [2, pag. 190]; se adoptă: m = 0,92.

Presiunea medie efectivă:

pe = m · pi [MPa] (2.44)

Cilindreea unitară :

[dm3] (2.45)

Puterea maximă efectivă a motorului:Pe = 81 kW a fost dată prin tema de proiect.

Numărul de timpi a motorului: ᵹ = 4

Numărul de cilindri: i=4

Rezultatele sunt cele din tab. 2.8

Tabel 2.8

Prin tema de proiect s-a cerut realizarea unui studiu privind influența turației de putere maximă asupra presiunii medii indicate. Variația presiunii medii indicate pentru o creștere a turației de putere maximă pe intervalul n=4000-4600 rot/min este prezentată în fig 2.4.

Din figura 2.5 rezultă că la o creștere a turației pe intervalul n=4000-4600 rot/min, presiunea medie indicată inregistreaza o ușoară scădere liniară ( de aprox 3%). Aceasta poate fi explicată prin creșterea pierderilor de sarcină în traseul de admisie ca urmarea a creșterii vitezei de deplasare a fluidului proaspăt. Ca și consecință, presiunea de admisie scade ușor la creșterea turației.

Figura 2.5 Variația presiunii medii indicate în funcșie de turația de putere maximă

Valoarea pentru cilindreea unitară este mai mare decât cea a motorului pe baza căruia a fost elaborată tema proiectului (motor ca echipează un autoturism Dacia Duster, și care are următoarele caracteristici: turația de putere maximă n=4000 rot/min, alezajul D=76mm, cursa pistonului S=80,5mm, raportul de comprimare ε=15,7, i=4 cilindri în linie) de aceea se reia calculul termic mărindu-se presiunea de supraalimentare pe intervalul ps=0.17-0,19 MPa, la turația n=4000 rot/min.

2.2 Modificarea presiunii de supraalimentare

Formulele de calcul sunt identice cu cele utilizate la subcapitolul 2.1. Deoarece gradul de umplere nu este influențat de presiunea de supraalimentare, s-a utilizat valoarea obținută la subcap. 2.1 pentru turația n=4000 rot/min: ηV=0,882.

Tabel 2.9

Tabel 2.10

Tabel 2.11

Cilindreea unitară a motorului care echipează Dacia Duster este Vs=0,3652 dm3. Se observă că aceasta coincide cu cea corespunzătoare presiunii de supraalimentare ps=0,18 MPa. Calculele vor fi desfășurate în continuare numai pentru această variantă.

Stabilirea dimensiunilor fundamentale ale motorului:

– alezajul:

[dm] (2.46)

f=S/D – raportul cursă alezaj. Se recomandă:f=0,9-1,25 pentru M.A.C. [2, pag. 182]; se adoptă: f=1,0592

=0,76 dm

– cursa pistonului:

S = f/D [mm] (2.47)

S = 1,0592.76=80,5 mm

Se recalculează cilindreea unitară Vs :

[dm3] (2.48)

dm3

Cilindreea totala Vt :

Vt = i · Vs [dm3] (2.49)

Vt =4.0,3652= 1,4608 dm3

Volumul minim al camerei de ardere:

[dm3] (2.50)

dm3

Va = Vc + Vs [dm3] (2.51)

Va = 0,0248+0,3652=0,39 dm3

Calculul indicilor de perfecțiune ai motorului

– randamentul indicat i:

(2.52)

– randamentul efectiv e:

e = m · i (2.53)

e =0,92.0,388= 0,357

– consumul specific indicat ci:

[g/kWh] (2.54)

g/kWh

– consumul specific efectiv ce:

[g/kWh] (2.55)

g/kWh

– puterea litrică a motorului PL:

[kW/dm3] (2.56)

PL= =55,449 kW/dm3

– puterea dezvoltată de un cilindru Pi:

[kW/cil] (2.57)

kW/cil

– puterea dezvoltată pe unitatea de suprafață PA:

[kW/cm2] (2.58)

kW/cm2

3.Studiul cinematic și dinamic al mecanismului bielă manivelă

3.1. Studiul cinematic al mecanismului bielă-manivelă

Parametrii cinematici ai pistonului sunt: deplasarea, viteza și accelerația.

Relația de calcul pentru deplasarea pistonului este :

[mm] (3.1)

Semnificația notațiilor care intervin în studiul cinematic al mecanismului bielă-manivelă este cea din fig. 3.1.

Fig. 3.1. Mecanismul bielă-manivelă

Parametrul constructiv al mecanismului bielă-manivelă Λ=r/b.Valorile uzuale pentru sunt:

Λ=1/3,2 -1/3,4 [1, pag. 10]. Se adoptă: Λ=1/3,3

Raza de manivelă: r = S/2=80,5/2=40,25 mm Viteza instantanee a pistonului se determină prin derivarea în funcție de timp a rel. 3.1):

[m/s] (3.2)

Viteza unghiulară a arborelui cotit este:

Accelerația pistonului

(3.3)

Valorile parametrilor cinematici ai mecanismului bielă-manivelă sunt prezentați în tab. 3.1.

Tabel 3.1

3.2. Studiul dinamic al mecanismului bielă-manivelă

Forțele care acționează în mecanismul bielă-manivelă sunt cele din fig. 3.2.

Fig. 3.2 Forțele din mecanismul bielă-manivelă

Aceste forțe se împart în două categorii:

1. Forța de presiune, dezvoltată prin arderea amestecului carburant.

Fp= [N] (3.4)

pcil este presiune din cilindru, care acționează pe suprafața superioară a capului pistonului;

2. Forțe de inerție, care la rândul lor se împart în

– forțe de inerție dezvoltate de masele în mișcare de translație;

– forțe de inerție dezvoltate de masele în mișcare de rotație;

Pistonul execută o mișcare alternativă de translație în lungul cilindrului, iar arborele cotit una de rotație cu viteză unghiulară constantă determinată de turația de putere maximă. Biela execută o mișcare complexă de translație (capul bielei este articulat cu bolțul are o mișcare de translație solidară cu cea a grupului piston, iar capul bielei este articulat cu fusul maneton și execută o mișcare de rotație solidară cu cea a arborelui cotit). Din acest motiv masa bielei se împarte în două mase concentrate: una în piciorul bielei (mBP) care execută mișcarea de translație și una în capul bielei (mBM) care execută o mișcare de rotație.

Forța de inerție a maselor totale în mișcare de translație este:

FA= -(mgp+ mBP)∙jp [N] (3.5)

mgp este masa grupului piston;

mgp+mBP este masa totală în mișcare de translație;

În faza de proiectare aceste mase nu sunt cunoscute. Ele se determină utilizând masele raportate (la unitatea de suprafață a capului pistonului), acestea din urmă fiind adoptate pe baza adtelor statistice.

Pentru MAC care echipează autoturisme, având diametrul interior al cilindrului cuprins intre D = 60……90 mm, intervalele de valori recomandate pentru masele raportate sunt [1, tab. 1.2, pag. 27]

Masa raportată a grupului piston:

Se recomandă: =9-15 g/cm2; se adoptă: = 11 g/cm2 [1, tab. 1.2, pag. 27]

Masa raportată a bielei:

Se recomandă: = 17-19 g/cm2; se adoptă = 18 g/cm2 [1, tab. 1.2, pag. 27]

Masa raportată a cotului:

Se recomandă: = 8-20 g/cm2; se adoptă: = 13 g/cm2 [1, tab. 1.2, pag. 27];

Masa grupului piston:

[g] (3.6)

g; se adoptă: mgp=500 g;

Masa totală a bielei:

[g] (3.7)

g; se adoptă: mB=820 g;

Masa neechilibrată a unui cot:

[g] (3.8)

g; se adoptă: mcot=590 g;

Masa concentrată în piciorul bielei:

mBP = 0,275 · mB [g] (3.9)

mBP =0,275∙820=225,5 g

Masa concentrată în capul bielei:

mBM = 0,725 · mB [g] (3.10)

mBM =0,725∙820=594,5 g

mgp+mBP=500+225,5=725,5 g

Forța de inerție a maselor totale în mișcare de rotație este:

FR= -(mBM+ mcot)∙r.ω2 [N] (3.11)

mBM+ mcot=594,5+590= 1184,5 g

FR = -1,1845 · 0,04025 · 4192 = -8370 N

Deoarece atât forța de presiune cât și forța de inerție dezvoltată de masele totale în mișcare de translație acționează pe diracția axei cilindrului, ele pot fi însumate algebric (fig. 3.2):

F=Fp+FA [N] (3.12)

Oblicitatea bielei (unghiul dintre bielă și axa cilindrului, fig. 3.1):

β=arcsin[Λ ∙sin(α)] (3.13)

Forța (F) este transmisă mai departe spre arborele cotit prin intermediul bielei. din acest motiv, aceasta se descompune după două direcții (fig. 3.2): una perpendiculară pe axa cilindrului (rezultând componenta normală, N) și una în lungul bielei (rezultînd componenta în lungul bielei, B).

Forța normală pe axa cilindrului:

N=F∙tan(β) [N] (3.14)

Forța în lungul bielei:

B= [N] (3.15)

Așa cum s-a precizat anterior, forța în lungul bielei (B) trebuie transmisă spre arborele cotit. De aceea, această forță se translatează în lungul bielei astfel încât punctul ei de aplicație se mută din P (axa bolțului) în M (axa fusului maneton).

În acest punct forța (B) se descompune din nou după două direcții (fig. 3.2):

– una pe direcția manivelei, rezultând forța (ZB) care solicită lagărele de sprijin;

– o direcție perpendiculară pe manivelă, rezultând o forță (T) care va dezvolta momentul motor instantaneu produs de un cilindru;

ZB= B∙cos( ) [N] (3.16)

Forta tangențială produsă de momentul motor instantaneu al cilindrului:

T= B∙sin( )[N] (3.17)

Momentul motor instantaneu produs de un cilindru este:

Mic=T.r [Nm] (3.18)

Rezultatele sunt prezentate în tab. 3.2.

Tabel 3.2

4.Stabilirea configurației arborelui cotit. Ordinea de aprindere. Uniformizarea mișcării arborelui cotit

Pentru stabilirea configurației arborelui cotit, în cazul motoarelor cu număr par de cilindri în linie, se aplică două reguli.

– uniformitatea defazajului dintre aprinderile successive în motor, ceea ce înseamnă că pe parcursul unui ciclu motor are loc o singură aprindere în fiecare cilindru. Conscința acestui fapt este dispunerea manivelelor în formă de stea. Steaua manivelelor reprezintă proiecția acestora pe un plan perpendicular pe axa de rotație a arborelui cotit.

Defazajul dintre aprinderi la motorul cu 4 cilindri în linie este :

[oRAC]

Aceata înseamnă că la fiecare rotație de 180 0RAC, unul din cilindri motorului trebuie să ajungă în poziție de aprindere. În consecință, unghiul dintre manivelele unui motor cu 4 cilindri în linie este de 1800 , adică acestea sunt două câte două în fază..

– arbore cu plan central de simetrie;

Din cele două condiții rezultă că forțele de inerție dezvoltate de masele în mișcare de rotație, și momentele dezvoltate de acestea, se anulează.

4.1 Configurația arborelui cotit, steaua manivelelor și ordinea de aprindere

Ordinea de aprindere se stabilește pe baza stelei manivelelor, după ce s-a adoptat configurația arborelui cotit. Pentru motoarele cu 4 cilindri în linie este o singură configurație de arbore cotit cu plan central de simetrie (Fig. 3.3a). De aici rezultă steaua manivelelor (Fig. 3.3b). Prin convenție, se consideră că prima aprindere se realizează în cilindrul 1 care se află în p.m.i., următoarea aprindere are loc dupa 180 [oRAC]. În poziție de aprindere sunt cilindrii 2 și 3 (aprinderea este posibilă în ambii cilindrii). Se mai rotește încă o dată steaua manivelelor cu 180o și se ajunge în poziția de aprindere pentru cilindrii 1 și 4. Deoarece în cilindrul 1 a mai avut loc o aprindere în acest ciclu motor, aprinderea se face numai în cilindrul 4. Se mai rotește steaua manivelelor cu 180o și ajung în poziția de aprindere cilindrii 2 și 3, dacă în cilindrul 2 a avut loc o aprindere, urmează aprinderea în cilindrul 3, și invers.

Fig. 4.1 Configurația arborelui cotit și steaua manivelelor

Astfel rezultă două posibilități în ceea ce privește ordinea de aprindere:

Următorul criteriu pe baza căruia se stabilește ordinea de aprindere este numărul de aprinderi succesive în doi cilindri alăturați (σ). Se observă că în ambele cazuri σ=2, ceea ce înseamnă că din punct de vedere al autoechilibrajului nu există nici o diferență între cele două variante. Se alege ordinea de aprindere: 1-2-4-3

Pe baza ordinii de aprindere adoptate, rezultă defazajul dintre aprinderi în cilindrii motorului, și astfel se poate calcula momentul motor instantaneu total, MΣ (Tab. 4.1).

Tabel 4.1

4.2 Uniformizarea mișcării arborelui cotit

Se determină momentul mediu al motorului prin planimetrarea în diagrama de variație a momentului motor instantaneu, funcție de unghiul de rotație al arborelui cotit (Fig. 4.2).

Fig. 4.2 Diagrama de variație a momentului motor instantaneu total

Valoarea momentului motor instantaneu mediu se determină prin planimetrarea acestei diagrame. A rezultat valoarea =222,5 Nm. Suma ariilor hașurate A’L (fig. 4.2) se determină tot prin planimetrare și reprezintă excesul de lucru mecanic (exprimat în mm2).

Valoarea excesului de lucru mecanic este:

[J] (4.1)

kM =2,5 N/mm este scara aleasă a momentelor;

kα = 1,5 oRAC/mmeste scara aleasă a unghiului de manivelă;

J

Determinarea momentului de inerție mecanic total al arborelui cotit Jt:

[kg·m2] (4.2)

este gradul de neuniformitate a mișcării arborelui cotit

Se recomandă: =1/40-1/80 [1, pag.59]; se adoptă: =1/60

kg·m2

Momentul mecanic de inerție al volantului este o fracțiune din cel total al arborelui cotit: Jv = (0,8-0,9)· Jt [kg·m2] [1, pag. 59]

Se adoptă valoarea: Jv = 0,8 · Jt =0,8 · 0,246 = 0,197 kg·m2

Dimensiunile coroanei volantului sunt prezentate în fig. 4.3.

Fig. 4.3 Dimensiunile principale ale coroanei volantului

Diametrul mediu al coroanei volantului Dmv se determină cu relația:

[m] (4.3)

ρ este densitatea materialului volantului: pentru oțel ρ = 7,85 [kg/dm3] [1,pag.60];

Raportul dintre lățimea (g) și grosimea radială (h) a coroanei are ca valori recomandate: g/h = 0,6-2,2 [1,pag.55]; se adoptă: g/h = 1,5.

Se alege valoarea inălțimii coroanei:

h=0,02 m și rezultă grosimea radială a coroanei:

g=1,5.h =1,5.20 =0,03 m [1,pag.55]

m

Se calculează diametrul maxim și diametrul minim al coroanei Dmax și Dmin (fig. 4.3):

Dmax = Dmv + h [m] (4.5)

Dmax = 0,377 + 0,02 = 0,397 m

Dmin = Dmv – h [m] (4.6)

Dmin = 0,377– 0,02 = 0,357 m

Viteza maximă a unui punct de pe periferia coroanei:

[m/s] (4.7)

m/s

Viteza periferică a volantului trebuie să nu depășească o valoare maximă admisibilă:

va = 100 [m/s] – pentru oțel [1, pag.61]

Se observă că: vmax=83,17 m/s<va=100 m/s

Masa volantului:

mv = π · ρ · h · g · Dmv [kg] (4.8)

mv = π · 7850 · 0,02 · 0,03 · 0,377 = 5,57 kg

5.Grupul piston

5.1 Segmenții

Segmentul de foc este dreptunghiular, din fontă, cu înălțimea h1=2,5 mm. Suprafața exterioară, acoperită cu un strat crom-ceramic, este bombată asimetric.

Al doilea segment este unul înclinat, din fontă cenușie, cu înălțimea h2=2 mm. Acest segment este supus unui tratament de durificare a suprafețelor.

Segmentul de ungere este cu element elastic și are înălțimea h3=3 mm. Suprafața de contact cu cilindrul este cromată.

Prin calculul segmenților se urmărește determinarea grosimii radiale (a) și a înălțimii segmentului (h), vezi fig. 5.1.

Fig. 5.1 Dimensiunile principale ale segmenților

Pentru segmentul cu distribuție constantă a presiunii pe periferia segmentului:

==ct (5.1)

=0,2 [MPa]- pentru segmenții de compresie [1, fig. 3.19, pag. 86];

=0,39 [MPa] – segmentul de ungere [1, fig. 3.19, pag. 86];

Grosimea radială a segmentului

=0,5∙ (5.3)

în care:

este tensiunea admisibilă, 241 MPa [1, fig. 3.22, pag. 104];

K=2 – pentru segment cu distribuție constantă a presiunii elastic [1, tab. 3.3, pag. 100];

D este diametrul interior al cilindrului, 76 mm;

– pentru segmenții de compresie:

a==3,69 se adoptă 4 mm

D/a=76/4=19

– pentru segmental de ungere

a==5,11 se adoptă 6 mm

D/a=76/6=12,667

Înălțimea segmenților:

– pentru segmenții de compresie: se recomandă h=1-3 mm [1, pag. 105]; se adoptă h=1,6 mm;

– pentru segmentul de ungere: se recomandă h=2,5-4 mm [1, pag. 105]; se adoptă h=1,6 mm;

Rostul în stare liberă:

[mm] (5.4)

unde:

[mm4] (5.5)

– pentru segmenții de compresie

– pentru segmentul de ungere

g=0 – pentru segment cu distribuție constantă a presiunii elastice [1, pag.102]

E – modulul de elasticitate pentru fontă: se recomandă: E=( 0,85 … 1,5).105 MPa [1, pag. 103]; se adoptă: E=1,1.105 MPa

s0=π(3+0)∙ = 7,3 mm–la segment de compresie

s0=π(3+0)∙ = 13,1 mm –la segment de ungere

Verificarea segmentului la montaj:

[MPa] (5.6)

– pentru segmenții de compresie

– pentru segmental de ungere

Verificarea segmentului la dilatare

Rostul de montaj:

[mm] (5.7)

în care:

αs, αc- coeficientul de dilatare termică liniară a materialului segmentului (fontă), respectiv al cilindrului (fontă): se recomandă: αs=αc=(10 …12)∙10-6 grd-1 [1,pag.55]; se adoptă: αs=αc=11∙10-6 grd-1

ts, t0 – temperatura segmentului în timpul funcționării, tespectiv cea atmosferică; se recomandă: ts-t0=130 … 180 oC [1, pag. 108]; se adoptă: ts-t0=170 oC pentru segmenții de compresie și ts-t0=140 oC;

tc – temperatura canalului de segment în timpul funcționării se recomandă: tc-t0=80 … 100 oC [1, pag. 109]; se adoptă: tc-t0=95 oC pentru segmenții de compresie și tc-t0=85 oC pentru segmentul de ungere.

Rostul la cald: se recomandă: sc=(0,0015 … 0,003).D [mm] [1, pag. 107]; se adoptă: sc=0,00256.76=0,2 mm atât pentru segmenții de compresie cât și pentru cel de ungere.

– pentru segmenții de compresie

sm= = 0,422 mm

– pentru segmental de ungere

sm= = 0,344 mm

Normele DIN impun următorul interval de valori pentru jocul de montaj al segmenților: sm=0,2 … 0,7 mm [1, pag. 107];

Jocul segmenților în canal:

– jocul axial:

se recomandă: ja=0,02 … 0,05 mm – pentru segment de compresie [1, pag.109]; se adoptă: ja=0,04 mm

se recomandă: ja=0,05 … 0,1 mm – pentru segment de ungere [1, pag.109]; se adoptă: ja=0,09 mm

– jocul radial:

se recomandă: jr=0,4 … 0,7 mm -segment de compresie [1, pag. 109]; se adoptă: jr=0,5 mm

se recomandă: jr=0,9 … 1,3 mm -segment de ungere [1, pag. 109]; se adoptă: jr=1 mm

Cea mai utilizată soluție pentru motoarele de autovehicule este cu doi segmenți de compresie și un segment de ungere.

5.2 Bolțul

Bolțul are rolul de a face legătura dintre piston și piciorul bielei. Capul pistonului preia forța dezvoltată prin arderea amestecului carburant și o transmite, prin umerii pistonului, spre bolț și, mai departe, spre bielă. Pentru calculul bolțului, în primă fază, se stabilesc dimensiunile principale ale acestuia. Semnificația acestor dimensiuni este cea din fig. 5.2.

Fig. 5.2 Dimensiunile principale ale bolțului

Se alege bolț flotant pentru că acesta este mai avantajos pentru motoare M.A.C.

Lungimea totală a bolțului:

bolț flotant: l= (0,8…0,87).D pentru M.A.S. și M.A.C. [1, pag. 85];

l=0,85∙76=64,6 mm se adoptă 65 mm;

Lungimea de sprijin a bolțului în piciorul bielei:

lb= (0,32…0,42).D pentru M.A.C. [1, pag. 85];

lb=0,38∙76=28,88 mm se adoptă 29 mm ;

Diametrul exterior a bolțului:

deb= (0.32…0.38).D [1, pag. 86];

deb=0,36∙76=27,36 mm se adoptă 28 mm

Jocul dintre bielă și locașul bolțului:

jb= 1…1.5 mm [1, pag. 86];

se adoptă jb=1 mm

Lungimea de sprijin în locașul din piston:

lp= [1, pag. 86];

lp== =17 mm

Raportul dintre diametrul interior și diametrul exterior al bolțului:

= 0.48…0.52 pentru m.a.c. autoturisme [1, pag. 86];

se adoptă =0,5

a. Verificarea la presiune de contact

Fig. 5.3 Schema de încărcare pentru verificarea la presiune de contact

Forța F este egală cu cu forța maximă de presiune, redusă cu forța maximă de inerție dată de masa pistonului și masa segmenților:

Forța de acționare asupra bolțului

F=Fpmax-FAmax [N] (5.8)

Forța maximă de presiune

F= (p- 0,1) [N] (5.9)

în care:

pmax este presiunea max din cilindru, 10,37 MPa Tabel 3.2;

Fpmax=(10,37-0,1)∙= 46589 N

FAmax= 0,7 mgp(1 + ) [N] (5.10)

în care:

mgp este masa grupului piston mgp=500 g;

r este raza de manivelă, 40,25 mm ;

ω este viteza unghiulară a arborelui cotit, 419 rad/s;

=1/3,3;

FAmax=0,7∙0,5∙0,04025∙419 2 ∙(1+0,294)= 3199 N

F=46589-3199 = 43390 N

Presiunea în piciorul bielei este:

pb=[MPa] (5.11)

pb= = 53,43 Mpa

Presiunea admisibilă în piciorul bielei:

Presiunea de contact în locașurile din piston este:

Pp=[MPa] (5.12)

Pp= = 45,57 MPa

Presiunea admisibilă în locașurile din piston:

b. Verificarea la încovoiere

Schema de încărcare este diferită (fig. 5.4).

Tensiunea maximă de încovoiere este:

σmax= [MPa] (5.13)

σmax= = 151 Mpa

Valorile maxime pentru tensiunea de încovoiere sunt: Valorile admisibile pentru tensiunea de încovoiere sunt:

250…500 MPa pentru oțel aliat [1, pag. 86];

=120…150 Mpa pentru oțel carbon [1, pag. 86];

Fig. 5.4 Schema de încărcare pentru verificarea la încovoiere

Se adoptă un oțel aliat pentru bolț fiindcă tensiunea maximă de încovoiere este mai mare decât cea admisă la oțel carbon.

c. Verificarea la oboseală produsă prin solicitarea la încovoiere

Pentru bolț flotant se calculează coeficientul de siguranță la oboseală prin solicitarea de încovoiere pentru ciclul simetric cu formula:

c= (5.14)

în care:

este rezistența la rupere a materialului bolțului,

= 700…1500 MPa pentru oțel aliat [1, pag. 92];

se adoptă =1100 MPa

reprezintă rezistența la oboseală pentru ciclul simetric:

=(0.4…0.52) [MPa] [1, pag. 92];

=0,46∙1100=506 MPa

amplitudinea tensiunii:

= [1, pag. 92];

=151 MPa

coeficientul efectiv de concentrare a tensiunilor:

=1 [1, pag. 92];

factorul dimensional:

=0,55 [1, pag. 93, fig 3.32];

coeficient de calitate a suprafeței:

=0,7 [1, pag. 94,fig 3,33];

c== 1,29

Coeficientul admisibil pentru solicitarea la oboseală prin încovoiere:

c1…2.2 [1, pag. 94];

d. Verificarea la forfecare

Repartiția tensiunii de forfecare este prezentată în fig. 5.5.

Fig. 5.5 Tensiunea de forfecare

Tensiunea maximă de forfecare:

= [MPa] (5.15)

= = 88 MPa

Valorile admisibile ale tensiunii de forfecare

= 70…100 MPa pentru oțel aliat [1, pag. 97];

e. Calculul la ovalizare pentru bolțul cu pereți subțiri

Tensiunile de ovalizare se determină în cele patru puncte din fig.5.6:

– tensiunea în fibra exterioară 1

σ1=∙ [MPa] (5.16)

– tensiunea în fibra interioară 2

σ2=∙ [MPa] (5.17)

– tensiunea în fibra exterioară 3

σ3=∙ [MPa] (5.18)

– tensiunea în fibra exterioară 4

σ4=∙ [MPa] (5.19)

Fig. 5.6 Punctele caracteristice de calcul

K=1,5-15∙(α-0,4) (5.20)

K=1,5-15∙(0,5-0,4)= 1,485

în care:

g este grosimea radială a bolțului

[mm] (5.21)

=7 mm

K este un coefficient de corecție supraunitară, 1,485 ;

σ1=∙ = 117 MPa

σ2=∙ = – 195MPa

σ3=∙ = – 182MPa

σ4=∙ = 14 MPa

Se verifică condiția:

Tensiunea de ovalizare admisibilă:

a=140 … 300 MPa

Condiția se îndeplinește,deci bolțul rezistă la tensiunea de ovalizare.

f. Jocul la montaj

∆= [mm] (5.22)

în care:

’ este jocul la cald :

’=(0,001 … 0,005).deb [mm] [1, pag. 102];

’=0,002∙28= 0,056mm

OL este coeficientrul de dilatare liniară pentru materialul bolțului (oțel):

OL=12.10-6 grd-1 [1, pag. 102];

AL este coeficientrul de dilatare liniară pentru materialul pistonului (aliaj de aluminiu):

AL=(21 … 24).10-6 grd-1 [1, pag. 102] se adoptă AL=22.10-6 grd-1

tb,temperatura bolțului în timpul funcționării:

tb≈150 0C [1, pag. 102];

tp temperatura pistonului în timpul funcționării:

tp=150 … 200 0C [1, pag. 102]; se adoptă tp=1800C

t0 temperatura de montaj:

t0=15 … 20 0C [1, pag. 102]; se adoptă t0=20 0C

∆= = 0,00111 mm

Jocul la montaj admisibil:

a= -0,002 … +0,003 [mm] [1, pag. 103, tabel 3.4];

g. Calculul deformării maxime de ovalizare

max=∙ [mm] (5.23)

în care:

-E este modulul de elasticitate pentru materialul bolțului (oțel), 2,1.105 MPa

max=∙ = 0,0114 mm

Verificarea rezultatului:

bmax<0,5.’ [1, pag. 102]; (5.24)

0,0114<0,028

Se îndeplinește condiția din relația 5.24.

5.3 Pistonul

Principalele dimensiuni ale pistonului sunt prezentate în fig. 5.7:

Fig. 5.7 Dimensiunile pistonului

Calculul dimensiunilor pistonului

Diametrul interior al cilindrului:

D=76 mm

Înălțimea de compresie:

Hc=(0,5 … 0,6)∙D [mm] [1,pag.118, tabel 3.4]

Hc=0,55∙76=41,8 mm se adoptă 42 mm

Distanța până la segmental de foc:

h=4 … 15 [mm] [1,pag.118, tabel 3.4]; se adoptă 10 mm

Distanța dintre canale:

hc=(0,05 … 0,09)D [mm] [1,pag.118, tabel 3.4];

hc=0,065∙76=4,94 mm se adoptă 5 mm

Înălțimea canalului segmentului de foc:

hf=1,75 … 3 [mm] [1,pag.118, tabel 3.4]; se adoptă 2,5 mm

Lungimea mantalei:

Lm=(0,5 … 0,65)D [mm] [1,pag.118, tabel 3.4];

Lm=0,59∙76=44,84 mm se adoptă 45 mm

Grosimea capului:

g=(0,15 … 0,22)D [mm] [1,pag.118, tabel 3.4];

g=0,18∙76=13,68 mm se adoptă 14 mm

Lungimea totală a pistonului:

L= Hc + Lm –h3-deb/2 [mm]

L= 42 + 45 –3-14= 70 mm

a. Verificarea grosimii g a capului pistonului

Figura 5.8 Schema de încarcare a capului pistonului

Diametrul interior a pistonului:

Dip=D-5.a [mm] (5.25)

Dip=76-5∙6=46 mm

Tensiunea maximă de încovoiere produsă de presiunea gazelor din cilindru

σpmax=0,75∙(pmax-p0)∙ [MPa] (5.26)

în care:

p0 este presiunea din carter, p0≈0,1 MPa [1,pag.119];

pmax este presiunea maximă din cilindru, pmax=10,37 MPa se adoptă din Tabelul 3.2

σpmax=0,75∙(10,37-0,1)∙ = 21 MPa

Tensiunea termică maximă

σtmax=a∙E∙α∙∆t (5.27)

în care:

temperatura în centrul capului:

tc =180 0C [1,pag.120,fig.3.49];

temperatura la margini:

te =1100C [1,pag.120,fig.3.49];

∆t este diferența între temperature din central capului și din marginea capului:

Δt=tc-te [0C] [1,pag.119];

Δt=700C

a=0,25 [1,pag.119];

E este modulul de elasticitate pentru materialul pistonului:

E=(0,8 … 0,9).105 [MPa] [1,pag.120]; se adoptă E=0,8.105 MPa

α este coeficientul de dilatare termică liniară pentru materialul pistonului:

α=(20 … 22).10-6 grd-1[1,pag.120]; se adoptă α=21.10-6 grd-1

σtmax=0,25∙0,8∙105∙21∙10-6∙70= 30 MPa

Tensiunea totală la marginile capului va fi:

σ=σpmax+σtmax [MPa] (5.28)

σ=21+30=51 MPa

Valoarea admisibilă se determină cu relația:

σa= (5.29)

în care:

σr este rezistența la rupere a materialului:

σr=180 … 240 MPa [1,pag.120]; se adoptă σr=240 MPa

cr este coeficientul de siguranță la rupere:

cr=3 [1,pag.120];

σa==80 MPa

Tensiunea totala de rupere este mai mică decât tensiunea admisibilă, deci capul pistonului rezistă la forțele de încovoiere.

b. Verificarea regiunii portsegmenți

Tensiunea maximă de comprimare în regiunea portsegmenți

σmax=∙ (5.30)

în care:

AA-A este aria secțiunii A-A (secțiunea în care sunt amplasate orificiile pentru evacuarea uleiului în exces);

AA-A=∙-ig∙dg∙ (5.31)

în care:

ig este numarul orificiilor pentru evacuarea uleiului:

ig= 10 [1,pag.121];

dg este diametrul unui orificiu:

dg= 2 mm [1,pag.121];

AA-A=∙-10∙2∙= 1196 mm2

σmax=∙= 40 MPa

c. Verificarea mantalei la presiune de contact

p= [MPa] (5.32)

în care:

Nmax este forța normal maximă, 4195 N, Tabel 3.2;

este un arc de cerc pe care se repartizează forța normală:

= 90o [1,pag.121];

p==1,73 MPa

Diametrul pistonului în zona capului

Dc=[mm] (5.33)

în care:

αc este coeficientul de dilatare liniară pentru materialul cilindrului:

αc= 10,7.10-6 grd-1 [1,pag.123];

αp este coeficientul de dilatare liniară pentru materialul pistonului:

αp= 21.10-6 grd-1 [1,pag.123];

tc temperatura cilindrului:

tc=100 … 120 0C [1,pag.123]; se adoptă tc=110oC

tp temperatura pistonului:

tp=180 … 220 0C[1,pag.123]; se adoptă tp=200oC

t0 temperatura atmosferică:

t0=15 … 20 0C [1,pag.123]; se adoptă t0=20oC

Δ’c jocul la cald în zona capului

Δ’c=(3 … 4).10-3.D [mm] pentru m.a.c. [1,pag.123];

Δ’c=3 .10-3.76= 0,228 mm

Dc== 75,55 mm

Diametrul pistonului în zona mantalei

Dc=[mm] (5.34)

în care:

Δ’mt este jocul la cald în zona mantalei:

Δ’mt=(0,9 … 1,3).10-3.D [mm] pentru m.a.c. [1,pag.124];

Δ’mt=1.10-3.76= 0,076 mm

Dc== 75,71 mm

6. Biela

Biela este organul de legătură dintre piston și arborele cotit, având rolul de a transmite forța de presiune dezvoltată prin arderea combustibilului.

Biela are trei părți componente:

Piciorul bielei – care se articulează cu pistonul prin intermediul bolțului;

Corpul bielei – partea centrală a bielei, care face legătura între piciorul bielei și capul bielei.

Capul bielei – se articulează cu fusul maneton al arborelui cotit;

Fig. 6.1. Părți componente a bielei

6.1 Dimensiunilel piciorului bielei

Dimensiunile principale ale piciorului bielei sunt prezentate în figura 6.1.

Fig. 6.2 Dimensiunile piciorului bielei

Diametrul exterior a bolțului:

deb=28 mm

Grosimea radial a bucșei:

hb= (0,075…0,085)deb [mm] [1,pag.159,tabel 4.1];

hb= 0,08∙28=2,24 mm se adoptă 2,5 mm

Diametrul interior al piciorului bielei:

dip= deb+2hb [mm] [1,pag.159];

dip= 28+2∙2,5=33 mm

Grosimea radială:

hp= (0,18……0,25) deb [mm] [1,pag.159,tabel 4.1];

hp=0,21∙28=5,88 mm se adoptă 6 mm

Diametrul exterior al piciorului bielei:

dep=dip+2hp [mm] [1,pag.159];

dep= 33+2∙6=45 mm

Lungimea bielei:

l= [mm] [1,pag.160];

l== 136,9 mm se adoptă 137 mm

6.2. Dimensiunile capului bielei

Diametrul fusului maneton:

dM =(0,55…0,72)D [mm] [1,pag.186,tabel 4.4];

dM =0,63∙76=47,88 mm se adoptă 48 mm

Fig. 6.3 Dimensiunile capului bielei

Lungimea fusului maneton:

lM = (0,5….0,65)dM [mm] [1,pag.186,tabel 4.4];

lM = 0,58∙48=27,84 mm se adoptă 28 mm

Grosimea radială a cuzinetului bielei:

hcuz =0,9…2,5 [mm] [1,pag.186,tabel 4.4];

se adoptă hcuz =1,5 mm

Diametrul interior al capului bielei:

[mm] [1,pag.187];

dci = 48+2∙1,5=51 mm

Grosimea peretelui interior al capului bielei:

hi=0 … 1,5 [mm] [1,pag.188];

se adoptă hi = 1 mm

Diametrul exterior al șurubului:

df=8 … 12 [mm] [1,pag.188];

se adoptă df = 10 mm

Grosimea peretelui exterior al capului bielei:

he=2 … 4 [mm] [1,pag.188];

se adoptă he = 3 mm

Diametrul exterior al capului bielei:

[mm] [1,pag.188];

dce= 51+2∙1+2∙10+2∙3=79 mm

6.3 Determinarea dimensiunilor corpului bielei

Fig. 6.4 Dimensiunile corpului bielei

Se determină dimensiunile în secțiunea minimă (B-B)

[1,pag.159]

[1,pag.159]

[1,pag.159]

[1,pag.159]

[1,pag.159]

[1,pag.159]

7.Arbore cotit

Determinarea dimensiunile constructive a arborelui cotit sunt cele din fig. 7.1:

Fig. 7.1 Dimensiunile constructive a arborelui cotit

Diametrul exterior al fusului palier:

dp = (0,6….0,8)D [mm] [1,pag.201,tabel 5.1];

dp = 0,78∙76=59,28 mm se adoptă 60 mm

Lungimea fusului palier:

lp = (0,45…0,6)dp [mm] [1,pag.201,tabel 5.1];

lp =0,52∙60=31,2 mm se adoptă 32 mm

Diametrul exterior al fusului maneton:

dM =(0,55…0,72)D [mm] [1,pag.201,tabel 5.1];

dM =0,62∙76=47,12 mm se adotă 48 mm

Lungimea fusului maneton:

lM=(0,5…0,65)dM [mm] [1,pag.201,tabel 5.1];

lM=0,57∙76=27,36 mm se adoptă 28 mm

Diametrul interior al fusului maneton:

dMi = (0,6…0,75) dM [mm] [1,pag.201,tabel 5.1];

dMi = 0,67∙48=32,16 mm se adoptă 33 mm

Lățimea brațului:

b =(1,5…2) dM [mm] [1,pag.201,tabel 5.1];

b =1,7∙48=76,8 mm se adoptă 77 mm

Grosimea brațului:

g =(0,2…0,35) dM [mm] [1,pag.201,tabel 5.1];

g =0,27∙48=12,96 mm se adoptă 13 mm

Raza de racordare a fusului cu brațul:

p= (0,07….1) dM [mm] [1,pag.201,tabel 5.1];

p=0,08∙48=3,84 mm se adoptă 4 mm

Lungimea unui cot (distanța dintre axele a doi cilindri consecutivi):

l = lP+lM+2.g [mm] [1,pag.200];

l =32+28+2∙13=86 mm

H1=dP/2+3 … 8 [mm] [1,pag.201];

H1=60/2+5=35 mm

H2=dP/2+3 … 8 [mm] [1,pag.201];

H2=60/2+5=35 mm

H=H1+H2+r [mm] [1,pag.201];

H=35+35+40,25=110,25 mm

8. Concluzii

Calculul termic s-a realizat pentru un motor supraalimentat, pentru diferite turațiii ale motorului pe intervalul n=4000-4600 rot/min.S-au calculat parametrii de stare la sfârșitul procesului de admisie, a celui de comprimare, la sfârșitul cursei de comprimare, la sfârșitul fazei izocore de ardere, la sfârșitul fazei izobare de ardere, la sfârșitul procesului de ardere și la sfârșitul procesului de destindere. Cu aceste valori s-au determinat presiunea medie indicată, presiunea medie efectivă și cilindreea unitară.

S-a constatat că la creșterea turației presiunea medie indicată înregistrează o ușoară scădere de aproximativ 3%. Studiul influenței turației motorului asupra presiunii medii indicate a fost impus prin tema de proiect.

S-a constatat că valorile cilindreei unitare rezultate în urma acestei calcul sunt mai mari decât cea a motorului pe baza căruia a fost elaborată tema proiectului și, ca urmare, calculul termic s-a reluat pentru valori ale presiunii de supraalimentare cuprinse în intervalul ps=0,17-0,19 MPa. S-a ales variant pentru care presiunea de supraalimentare este ps=0,18 MPa și numai pentru aceasta au fost dezvoltate calculele ulterioare.

După determinarea parametrilor cinematici, a forțelor care acționează în mecanismul bielă-manivelă și a momentului instantaneu produs de un cilindru, s-a stabilit configurația arborelui cotit și ordinea de aprindere, s-a calculat momentul instantaneu total și dimensiunile coroanei volantului.

Apoi, conform temei temei de proiect, s-a dezvoltat calculul componentelor grupului piston.

S-au determinat dimensiunile segmenților, s-a calculat rostul în stare liberă și la montaj. S-a făcut verificarea la tensiunea maximă de încovoiere și s-au stabilit jocurile segmentului în canal.

S-au stabilit dimensiunile bolțului și apoi s-a realizat calculul de verificare a acestora. Bolțul este supus la solicitare de strivire (presiune de contact) , la încovoiere, la forfecare, la ovalizare și la oboseală prin încovoiere. Din punct de vedere al solicitării la oboseală, bolțul este corect dimensionat. Coeficientul de siguranță de oboseală este c=1,29, iar valorile admisibile sunt c1…2.2.

După stabilirea dimensiunilor principale, pistonul a fost verificat la încovoiere în zona capului, la compresie în regiunea port segmenți și la presiune de contact în zona mantalei.

În continuare au fost stabilite dimensiunile principale pentru bielă și arborele cotit.

Bibliografie

1.Mitran T.- Construcția și calculul motoarelor cu ardere internă; Editura Universitatea din Oradea 2007

2.Mitran T. și Dragomir G. – Calculul termic al motoarelor cu ardere internă; Editura Universitatea din Oradea

3. Popa,M.,G., Negurescu,N., Pană, C., Motoare disel, Ed. MatrixRom,București, 2003

4.Heisler, H., Vehicle and Engine Technologz, SAE International, 1999

5.Negrea, V., D., Procese în motoare cu ardere internă, Ed. Politehnică, Timișoara,2003

6.Racotă, R., Dumitrescu, V., Bădescu, N., Îndrumător de proiectare pentru m.a.i., Litografiat Institutul de Subingineri, Pitești, 1990