CALCULUL MECANISMULUI MOTOR

CALCULUL MECANISMULUI MOTOR

3.C.1.1.Dimensiunile fundamentale ale motorului:

Raportul cursa alezaj F

Capacitatea cilindrica necesara =0.25 l

Alezajul mm

Cursa S=63.63 mm

Cilindreea totala =1 l

3.C.1.2.Distanta dintre axele cilindrilor:

se adopta mm

3.C.1.3.Constructia blocului motor

Motorul va fi racit cu lichid, se alege varianta cu cilindrii demontabili umezi.

Blocul cilindrilor si carterul formeaza un singur corp, confectionat prin turnare.

Materialul blocului motor va fi fonta cenusie de tipul Fc240.

Blocul motor este constituit dintr-o placa superioara pe care se aseaza chiulasa, o placa inferioara a cilindrilor care include si camasa de lichid de racire. Aceste placi sunt legate intre ele prin pereti transversali interiori si exteriori longitudinali uniti cu peretii carterului si corpul lagarelor paliere ale arborelui cotit. pentru a asigura rigiditatea necesara peretii blocului se nervureaza atat la interior cat si la exterior, astfel incat aceasta se constituie sub forma de corp zabrelat.

Proiectarea se incepe pornind de la sectiunea primului cilindru, avand in vedere datele constructive obtinute in urma calculului termic si dinamic. Forma carterului se stabileste pornind de la traiectoria descrisa de punctele exterioare ale bielei in miscarea sa.

Se adopta 5 mm pentru grosimea peretilor.

Nervurile prevazute pentru marirea rigiditatii vor avea o grosime de 2 mm.

Pentru racirea cilindrilor se prevede o camera de racire cu o grosime a stratului de lichid de 6 mm.

Bosajele pentru suruburile chiulasei si suruburile capacelor lagarelor paliere vor fi coliniare.

Diametrul suruburilor pentru chiulasa va fi de 10 mm. Adancimea de insurubare este de 2*d=20 mm.

Lagarele arborelui cotit vor fi lagare suspendate. Capacele lagarelor se centreaza lateral in bloc, cu o inaltime de centrare de 15 mm. Se adopta si centrarea cu bucse prizoniere.

Se adopta solutia constructiva cu arborele cu came amplasat in blocul motor. Lagarele acestuia sunt prevazute in peretii transversali ai carterului, vor avea forma unor orificii in numar de trei.

In blocul motor se va afla si canalizatia instalatiei de ungere. Rampa centrala de ulei strabate tot blocul motor cu un diametru de 14 mm, din ea pornesc ramnificatii catre lagarele paliere, lagarele arborelui cu came si axul culbutorilor cu un diametru de 6 mm. pe suprafetele laterale se prevad bosaje pentru asamblarea organelor anexe.

3.C.1.4. Calculul cilindrilor motorului

Se alege varianta constructiva de cilindru demontabil umed, cu umar de sprijin la partea superioara,si cu 2 inele de cauciuc de etansare la partea superioara. Trecerea de la umarul de sprijin la partea cilindrica se realizeaza cu o portiune conica cu o inclinare de 3 grade pe o lungime de 20 mm, cu o raza de racordare de 2 mm.

Lungimea camasii se determina tinand seama de conditia de montare a pistonului. Pistonul sa nu depaseasca marginea inferioara cu mai mult de 15 mm Se alege fonta aliata cu crom,avand duritatea 70 HB, rezistenta la incovoiere maxima daN/m²,

Grosimea peretelui se adopta din conditia de rigiditate:

d=0.06D+2 [mm]

Se adopta d = 5 mm

Camasa umeda se verifica ca tensiunile sumare sa nu depaseasca valorile admisibile.

D_med=D+D₁/2=

p_g=20261

d

Tensiunea de intindere in sectiunea transversala:

st=0.25*p_g*

Tensiunea de incovoiere se calculeaza cu:

N=1482 N

h=81 mm

si= unde W=

si=

Tensiunea totala se calculeaza cu:

sS st+si

sS cu conditia ca:

sS<59

Calculul camasii:

=mm

D_s=D_i+2=mm

D_g=D_s+4=mm

d =0.03 mm

d mm

Diametrul gulerului de etansare

D_m= mm

Se adopta D_m=90 mm

Inaltimea gulerului se calculeaza cu:

F_s= N

M_i= Nmm

s_ai=80 MPa

H_g= mm

Se adopta H_g=5mm

Se adopta lungimea totala a camasii L_camasa=110 mm

3.C.1.5.Elemente de etansare a cilindrilor

Etansarea cilindrilor la partea superioara fata de gazele arse se realizeaza cu garnitura de chiulasa iar la partea inferioara cu doua inele de etansare din cauciuc.

Seva folosi o garnitura metaloplastica, formata dintr-o foaie de4 asbest armata cu o tesatura din fire metalice.

Protectia garniturii contra gazelor arse se realizeaza prin bordurare cu tabla de cupru. Tabla de bordurare depaseste nivelul materialului garniturii cu 0,10 mm.

Orificiile garniturii pentru circulatia uleiului si a lichidului de racire se executa cu diametre mai mari cu 2 mm fata de cele din bloc sau chiulasa. Orificiile pentru suruburile de chiulasa vor fi cu 1 mm mai mari ca diametrul acestora.

Etansarea fata de lichidul de racire se realizeaza cu inele de etansare in forma de O:

d=3 mm, cu o toleranta 0.10 mm, unde d-diametrul inelului

b=4.20 mm cu o toleranta de 0,10 mm, unde b-latimea canalului t=5,20 mm cu o toleranta de 0,05 mm.

Materialul inelelor va avea o duritate de 55^o S_h .

3.C.1.6. Constructia si calculul chiulasei

Se adopta o chiulasa de tip monobloc, cu camera de ardere de tip pana. Canalele de admisie si de evacuare vor fi pe aceeasi parte a chiulasei pentru favorizarea vaporizarii combustibilului.

Chiulasa va fi confectionata din aliaj de aluminiu.

Peretele de asezare cu blocul motor va avea o grosime de 0,10*D=

mm, ceilalti pereti vor avea grosimea de 6 mm.

Scaunele de supape vor fi confectionate din material termorezistent la ambele supape.

Lungimea ghidului supapei va fi de sase ori mai mare decat valoarea diametrului tijei supapei.

Volumul camerei de ardere se calculeaza cu relatia:

V_c=, unde : - V_s volumul descris de piston

e raportul de comprimare

V_c= mm³

In timpul functionarii motorului chiulasa suporta un complex de solicitari variabile in timp datorita mai multori factori. Se considera ca chiulasa este supusa la un ciclu de solicitare la oboseala, se considera ca o placa echivalenta circulara incastrata la diametrul mediu de strangere al suruburilor pe fiecare cilindru.

Grosimea placii echivalente se calculeaza cu relatia:

h= unde h_real=65 mm

h=mm.

Pentru calculul tensiunilor din sectiunea de incastrare prima data se calculeaza

F= N

s_r =

s_t =

3.C.1.7 Calculul pistonului

Se adopta pistonul (Fig.2.C.1) cu capul plat, cu doi segmenti de compresie si un segment de ungere. Pentru a impiedica orientarea fluxului de caldura, de la capul pistonului pana la primul segment, canalul segmentului de foc se plaseaza sub nivelul fundului pistonului. In acelasi scop, se racordeaza larg, la interior, regiunea port-segment cu fondul pistonului.

Bosajele alezajelor pentru bolt vor fi executate cu un sprijin masiv.

Lungimea mantalei pistonului trebuie sa fie suficienta pentru a asigura un bun ghidaj, presiuni laterale reduse si a limita bascularea.

Pistonul se va confectiona din aliaj de aluminiu pe baza de siliciu. se va utiliza un aliaj eutectic de tipul ATC Si12CuMgNi. Fig. 3.C.1 Constructia pistonului.

Dimensiunile principale se adopta pe baza datelor statistice:

Lungimea pistonului H==

Se adopta H=57 mm

Lungimea mantalei L==

Se adopta L=36 mm

Inaltimea de compresie l₁=

Se adopta l₁=36 mm

Inaltimea de protectie a segmentului de foc h==

Se adopta h=6.5 mm

Grosimea flancului h_c==

Se adopta h_c=2.5 mm

Grosimea capului d

Se adopta d mm

Distanta dintre bosaje b=

Se adopta b=22.5 mm

Diametrul bosajelor d_b=

Se adopta d_b=19 mm

Calculul de verificare a capului pistonului

Capul pistonului se verifica in ipoteza ca aceasta este o placa circulara incastrata pe contur, de grosime constanta, incarcata cu o sarcina uniform distribuita data de presiunea maxima a gazelor.

s_rl [ unde:

d_{i -}diametrul interior al capului pistonului [m],

s_rl - efortul unitar ( s_a=200300*10⁵ [N/m²] )

s_rl [N/m²]

Umarul canalului pentru segment este supus la solicitari de incovoiere si forfecare de catre forta de presiune a gazelor.

valorile efortului unitar se calculeaza la :

-incovoiere

s_i [N/m

-forfecare

t_f [N/m²]

Efortul unitar echivalent este

s_ech [N/m²]

s_{a max} [N/m²]

In regiunea port-segment, sectiunea din dreptul segmentului de ungere este redusa din cauza orificiilor pentru evacuarea uleiului. Ea se verifica la compresie:

s_c [N/m²] unde: A_A - aria sectiunii reduse [m²]

A_A==[m]

s_c [N/m²]

s_a=200*10⁵ [N/m²]

Calculul grosimii peretelui pistonului in zona portsegmenti

Se calculeaza diametrul interior d₁, respectiv d₂, a peretelui pistonului in zona portsegmenti, cu urmatoarele relatii:

- pentru partea superioara

d₁= unde l - distanta de la fundul pistonului la generatoarea alezajului boltului [mm]

l=21 mm

d=54.6 mm

p_me=7.789 daN/cm²

d₁=mm

Se adopta d₁=36 mm

- pentru partea inferioara

d₂= unde l^l -distanta dintre planul care delimiteaza zona port-segment si generatoarea alezajului pentru bolt [mm]

l^l=26.5 mm

d₂=mm

Se adopta d₂= 40 mm

Calculul mantalei pistonului

Presiunea specifica pe mantaua pistonului p_sm, pentru a preveni intreruperea peliculei de ulei, trebuie sa se situeze intre valorile 4,0 7,0*10⁵ N/m². Se determina cu urmatoarea relatie:

p_sm= unde N_max - forta normala care actioneaza intr-un plan perpendicular pe axa boltului

L_N - lungimea mantalei [m]

A_ev - aria suprafetei evazate proiectata pe un plan normal pe axa boltului [m²]

p_sm=

Diametrul interior al mantalei pistonului se determina cu urmatoarele relatii:

- in planul axei boltului

d₃=

Se adopta d₃= 50 mm

- la partea de jos a mantalei

d₄=

Se adopta d₄=59 mm

Grosimea peretilor bosajelor pentru bolt se determina

-la interiorul pistonului cu

0.0126*p_me*D=mm, se adopta 7 mm

- la suprafata din exterior cu

0.174*p_me*D= mm, se adopta 9,5 mm

3.C.1.8. Jocurile segmentilor in canale

Se adopta grosimea axiala a segmentilor b₁= 1.5 mm

b₂= 2 mm

b_ungere= 4 mm

Se adopta urmatoarele valori pentru jocurile segmentilor din canale:

- jocul dintre segmentul de foc si umarul canalului j_a1=0.05 mm

- jocul dintre segmentul de compresie si umarul canalului j_a2=0.03 mm

- jocul dintre segmentul de ungere si umarul canalului j_a3=0.03 mm

Se adopta distanta radiala j_r, dintre segment si peretele canalului:

- segment 1 - j_r=0.8 mm

- segment 2 - j_r=0.8 mm

- segment de ungere - j_r=1.00 mm

3.C.1.9 Calculul profilului pistonului

Ovalitatea mantalei pistonului este:

x= [mm] unde:

D= [mm] unde:

D - diferenta de la diametrul nominal al pistonului, masurata pe axa alezajului pentru bolt,

A=0.002D_p

B=0.001D_p

y - distanta de la marginea superioara pana in planul in care se calculeaza ovalitatea [mm]

t_y - grosimea peretelui mantalei pentru pozitia y [mm]

t_o - grosimea peretelui la partea superioara a mantalei [mm]

D mm

x=mm

Pentru asigurarea functionarii normale a pistonului, jocul relativ in stare calda dintre piston si cilindru trebuie sa fie intre urmatoarele limite:

F_s'=0.002.0.003 in zona superioara a mantalei

F_l'=0.001..0.002 in zona inferioara a mantalei

Jocul diametral - in zona superioara

D _s mm

- in zona inferioara

D'_l==mm

Diametrul pistonului in stare rece se determina la partea superioara si inferioara cu:

D_ps= [mm] ,

D_pi= [mm]

unde:

- a_c a_p coeficientul de dilatare termica al materialului camasii, respectiv a pistonului

- t_o temperatura la care se face masurarea pieselor ( t_o= 288 K)

- t_c temperatura peretilor cilindrului in timpul functionarii motorului [K]

- t_ps, t_pi temperatura pistonului in timpul functionarii, in zona superioara, respectiv inferioara

D_ps= mm

D_pi= mm

3.C.1.10 Calcului boltului

Pe baza datelor statistice se adopta dimensiunile boltului care va fi de tipul flotant:

- diametru exterior d_e==

se adopta d_e= 19 mm

- diametrul interior d_i=

se adopta d_i= 12.5 mm

- lungimea boltului l=

se adopta l= 60 mm

- lungimea de contact cu piciorul bielei l_b=

- se adopta l_b= 20.5 mm

Se confectioneaza din otel aliat de cementare,suprafata boltului se cementeaza pe intreaga lungime si pe o adancime de 0,51,5 mm. stratul superficial va avea o duritate de 5565 HCR, iar miezul 35 ..45 HCR.

Rezistenta la uzura se apreciaza dupa marimea valorilor presiunilor specifice in piciorul bielei p_b, si in umerii pistonului p_p.

forta care solicita boltul este:

F= 11808 N

p_p= MPa p_p admisibil 35 MPa

p_b= MPa p_b admisibil 50 MPa

Verificarea la incovoiere se face cu:

s_i unde a si j=0.75 mm

s_i N/mm²

s_i< s_ai= 500 N/mm²

Boltul fiind flotant, solicitarea lui variaza dupa ciclu simetric, coeficientul de siguranta se calculeaza cu:

c₁= unde s_-l= 380 N/mm²

- coeficientul efectiv de concentrare la solicitari variabile b_k

- factorul dimensional e

- coeficientul de calitate al suprafetei boltului calit si lustruit g

- s_a

c₁= valoarea se incadreaza intre valorile cuprinse intre 1,0 si 2,2.

Verificarea la forfecare se realizeaza in sectiunile dintre partile frontale ale bosajelor si piciorul bielei. Tensiunea se determina cu relatia:

t = N/mm

t este mai mic ca t_a=220 N/mm²

Calculul de ovalizare a boltului:

Pentru a studia ovalizarea ( Fig. 2.C.2) se considera boltul ca o grinda curba in sectiune transversala incarcata cu o sarcina distribuita sinusoidal.

Fig.3.C.2 Variatia tensiunilor de ovalizare a boltului

Tensiunile unitare de incovoiere intr-o sectiune oarecare f iau valori atat in fibra exterioara s_i cat si in fibra interioara s_e

f₁=

f₁=12.905

f₂==

f₂=12.499

r=

r=7.875

h=

h=1.625

K=

s_i=K

s_i

Valorile efortului unitar de ovalizare se obtin in sectiunile caracteristice din conditiile

f=o^o si f ^o

s_if = = N/mm²unde h

s_if == N/mm unde h

s_ef == N/mm unde h

s_ef ==N/mm² unde h

Valoarea maxima admisibila pentru tensiunile unitare de incovoiere se incadreaza in intervalul 140 .. 300 N/mm

Deformatia maxima de ovalizare se produce intr-un plan normal pe axa cilindrilor si se calculeaza cu

D_dmax==

D_dmax mm

Se recomanda ca deformatia de ovalizare sa fie mai mica decat jocul radial la cald:

D_dmax< D unde D

D

Calculul jocului la montaj

Pentru a mentine jocul la cald in limitele recomandate pentru o buna functionare se calculeaza jocul de montaj dintre bolt si locasul sau din piston cu formula:

D unde:

a_ol coeficient de dilatare al materialului boltului

a_Al coeficient de dilatare a materialului pistonului

t_b K - temperatura boltului

t_p temperatura pistonului

t_o K temperatura mediului ambiant

D

D= -0.047 mm, jocul este negativ. Boltul este flotant, la rece, ajustajul lui in locasurile din piston trebuie sa fie cu strangere, si pentru a putea face posibila functionarea motorului la rece, boltul va fi montat cu joc in piciorul bielei.

Montajul dintre bolt si piston se va putea realiza prin incalzirea pistonului la 353 ..393 K.

Jocul la cald in piciorul bielei nu difera de jocul de montaj fiind ca temperaturile lor sunt apropiate si sunt confectionate din acelasi material.

3.C.1.11 Calculul bielei

Conditiile de solicitare timpul functionarii motorului, cer ca sa i se asigure o rezistenta si o rigiditate maxima in conditia unei mase cat mai mici. Se adopta biela scurta, r/l=1/3.5 , care are o masa redusa si determina diminuarea inaltimii motorului. In cazul solutiei adoptate, cu bolt flotant,uleiul pentru ungerea cuplei bolt -piciorul bielei este colectat din ceata din carterul motorului prin intermediul unui orificiu. In piciorul bielei se va monta cu strangere o bucsa din bronz.

3.C.1.11.1.Calculul piciorului bielei

Fig.3.C.3 Piciorul bielei

Dimensiunile piciorului bielei (Fig.2.C.3) se determina pe baza datelor obtinute prin metode statistice:

diametrul exterior al piciorului bielei d_e=1.6d=

se adopta d_e=30 mm

grosimea radiala a piciorului bielei h_p= =

se adopta h_p 4 mm

grosimea radiala a bucsei h_b=

se adopta h_b 1.5 mm

In timpul functionarii motorului piciorul bielei este solicitat atat la intindere cat si la compresiune, iar la presarea bucsei apare si solicitarea la fretare.

Forta de intindere are valoarea maxima cand pistonul se afla la PMS la inceputul cursei de admisie, se determina cu:

F_i= =N

unde m_p masa pistonului, m_p 0.35 kg,

r - raza manivelei r= 0.0318 m

w - viteza unghiulara a arborelui w=p*n/30

l - raportul dintre raza manivelei si lungimea bielei

momentul incovoietor M_o si forta normala N_o au urmatoarele expresii

M_o==

N_o==

unde r_m= , raza medie a piciorului bielei

unghiul de incastrare fiind mai mare de 90^o, momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare se determina cu:

M_i==

M_i

N_o==

N_i

In sectiunea de incastrare momentul incovoietor si forta normala solicita atat piciorul bielei cat si bucsa, in aceste conditii se utilizeaza un coeficient de proportionalitate care se calculeaza cu:

K= unde

A_b aria sectiunii bucsei

A_p - aria sectiunii piciorului

E_BZ - modul de elasticitate al mat. bucsei E_BZ= 1.15*10⁵

E_OL - modul de elasticitate a mat. bielei E_OL= 2.1*10⁵

K=

Fig.3.C.4 Schema de calcul a piciorului bielei la intindere

Tensiunile in sectiunea de incastrare pentru fibra interioara, respectiv exterioara, produse de forta de intindere (Fig.2.C.4) se calculeaza cu:

s_ii N/mm²

s_ii= -169.974 N/mm²

^s_ie N/mm²

^s_ie= 168.688 N/mm²

Solicitarea la compresiune

Forta de compresiune are valoarea maxima cand presiunea din cilindru are valoarea maxima:

F_c= N

Momentul incovoietor si forta normala in sectiunea de incastrare se vor calcula cu:

M_c=

M_c=

M_c=4.428*10⁶

N_c=

N_c= -3.406*10⁵

Valoarea tensiunilor in sectiunea de incastrare se calculeaza pentru

fibra interioara

s_ci

N/mm²

- fibra exterioara:

s_ce

N/mm²

Solicitarea datorata presarii bucsei

In timpul functionarii motorului la strangerea de montaj (D_m) se adauga si solicitarea suplimentara de compresiune D_t datorata dilatarii bucsei de bronz. aceasta dilatare se determina cu:

D_t [mm] unde:

-d_i diametrul interior al piciorului bielei [mm]

-a_BZ= 18*10^-6 coeficientul de dilatare a bucsei

-a_OL=10*10^-6 coeficientul de dilatare al materialului bielei

- t= 373 423 K temperatura piciorului bielei

- t_m =293 K temperatura mediului ambiant

D_t mm

Presiunea datorata strangerii se calculeaza cu:

p_f= unde: n=0.3 coeficientul lui Poisson

Boltul este de tipul flotant, deci D_m

p_f=N/mm²

Valorile tensiunilor produse de presiunea p_f sunt:

in fibra interioara:

s_i N/mm²

s_i N/mm²

- in fibra exterioara:

s_e N/mm²

Coeficientul de siguranta al piciorului bielei se calculeaza in ipoteza unei solicitari de oboseala dupa un ciclu simetric de intindere-compresiune, pentru fibra exterioara in sectiunea de incastrare.

Valorile maxime si minime ale tensiunilor ciclului sunt:

s_max N/mm²

s_min N/mm²

Amplitudinea s_a si tensiunea medie s_m a ciclului sunt:

s_a N/mm²

s_m N/mm²

In aceste conditii coeficientul de siguranta se calculeaza cu:

C= unde:

s_-lt=340 ..400 [N/mm²] pentru otel aliat - rezistenta la oboseala pentru ciclul simetric de intindere - compresiune,

- b_k= 1 - coeficient de concentrare,

e = 0.8 0.9 - factorul dimensional,

y = 0.12 02 - coeficient ce depinde de caracteristicile materialului,

-g = 0.7 0.8 - coeficientul de calitate a suprafetei.

C=

Deformatia produsa piciorului bielei sub actiunea fortei de inertie se determina cu:

d_p unde

I - momentul de inertie al suprafetei sectiunii piciorului bielei

I= unde a

I=

d_p mm

3.C.1.11.2.Calculul corpului bielei Se adopta profilul de dublu T pentru profilul bielei. Dimensiunile corpului (Fig.2.C.5) se determina pe baza datelor statistice ale constructiilor existente.

Fig.3.C.5 Parametrii constructivi a corpului bielei

Se adopta urmatoarele dimensiuni:

- H II =0.6*d_e= mm

- H III =1.35*H II=

Se adopta H III = 33 mm

- h_int =0.666*H

- B=0.75*H

- grosimea peretelui profilului a= 0.167*H

In sectiunea H II= 24 mm

- h_{int II}=0.666*H=

se adopta h_{int II}=16 mm

- B=0.75*H=

se adopta B= 18 mm

- a= 0.167*H=

se adopta a= 4 mm

In sectiunea H III =33 mm

- h_{int III}= 0.666*H=

se adopta h_{int III}=22 mm

- B=0.75*H=

se adopta B= 25 mm

- a =0.167*H=

se adopta a= 5.5 mm

Corpul bielei se calculeaza la oboseala, fiind supus la intindere de forta de inertie maxima a maselor aflate in miscare de translatie, si la compresiune de rezultanta dintre forta maxima a gazelor si forta de inertie.

Se adopta ca sectiune de calcul sectiunea minima aflata sub piciorul bielei - sectiunea

II - II .

Se calculeaza forta F_i, care solicita corpul bielei la intindere cu:

F_i= N

Tensiunea la intindere va fi:

s_i unde A - aria sectiunii de calcul a corpului bielei. A= 208 mm²

s_i [N/mm²]

Forta, care solicita corpul bielei la compresiune, se determina cu relatia:

F_c= N

F_c=N

Tensiunea de compresiune este data de relatia:

s_c [N/mm²]

s_c N/mm²

Tensiunea de flambaj se calculeaza in doua plane:

- in planul de oscilatie

unde:

- s_e limita de elasticitate s_e=518.155 N/mm²

- I_x, I_y momentele de inertie in planul de oscilatie, respectiv in planul de incastrare

I_x= I_y= (l/l_t)² I_x= I_y= 6.75

- l lungimea barei cu capete articulate l=111.4 mm

- l_l lungimea barei cu capetele incastrate l/l_l=2.7 l_l=42.9 mm

s_fo N/mm²

s_fo N/mm²

- in planul de incastrare

s_ff N/mm²

s_ft N/mm²

Insumarea tensiunilor de compresiune si de flambaj se realizeaza tot in doua planuri:

- in planul de oscilatie

s_to N/mm²

- in planul de incastrare

s_ti = N/mm²

Tensiunea maxima s_max s_to= 6.874*10³ N/mm²

Tensiunea minima s_min s_c= 71.154 N/mm²

Amplitudinea ciclului s_a N/mm²

Tensiunea medie s_m N/mm²

Coeficientul de siguranta va fi

C=

3.C.1.11.3. Calculul capului bielei

Capul bielei este sectionat, capacul se separa de partea superioara a capului dupa un plan normal pe axa bielei. Solutia permite trecerea capului bielei la montaj prin cilindru.

La capacul bielei se prevad nervuri de rigidizare si un exces de material pentru ajustarea masei bielei.

Dimensiunile caracteristice ale capului bielei se deduc din dimensiunile fusului maneton.

Capul bielei se racordeaza cu raze mari la corpul bielei, ceea ce face neinsemnata solicitarea de compresiune a acestuia.

Solicitarea de intindere se transmite numai capacului si este determinata de forta de inertie a pieselor aflate in miscare de translatie si de forta centrifuga a masei bielei care efectueaza miscarea de rotatie, mai putin masa capacului bielei.

F_i= [N]

F_i= N

Se adopta urmatoarele dimensiuni pentru fusul maneton:

- diametrul fusului maneton d_m= 42 mm

- lungimea fusului maneton l_m = 22 mm

Dimensiunile capului bielei B = 18 mm

diametrul exterior a capului bielei 70 mm

diametrul interior a capului bielei 46 mm

distanta dintre suruburile bielei l_s = 58 mm

Dimensiunile cuzinetului

diametrul exterior d_e= 46 mm

diametrul interior d_i= 42 mm

grosimea peretelui g= 2 mm

latimea cuzinetului 18 mm

Calculul tensiunilor se realizeaza pe baza urmatoarelor ipoteze:

- capul bielei este o bara curba continua,

- sectiunea cea mai solicitata este sectiunea de incastrare,

- capacul bielei are sectiunea constanta cu un diametru mediu egal cu distanta dintre axele suruburilor,

- forta de intindere este distribuita pe jumatatea inferioara a capacului dupa o lege sinusoidala,

- cuzinetul se deformeaza impreuna cu capacul si preia o parte din tensiuni, proportionala cu momentul de inertie al sectiunii transversale.

Tensiunea din fibra interioara in sectiunea de calcul este data de relatia:

s [N/mm²] unde

- I_cp, I_cuz momentele de inertie ale capacului si a cuzinetului, I_cuz=67070.6

I_cp= 958992.6

- A_cp, A_cuz ariile sectiunilor capacului si a cuzinetului , A_cuz=276.46, A_{sec cuz}=2/3*A_cuz = 184.30 mm²; A_cp=2200, A_{sec cp}= 1466.6 mm²

- W_cp modulul de rezistenta la incovoiere al sectiunii capacului

W_cp= 18266.53

s N/mm²

Rezistenta maxima admisibila este de 150 N/mm²

Se calculeaza coeficientul de siguranta, solicitarea desfasurandu-se dupa un ciclu pulsator:

C=

Deformatia maxima se determina cu ecuatia:

d_c [mm]

d_c mm

3.C.1.11.4. Calculul suruburilor de biela

Pentru prinderea capacului bielei se utilizeaza doua suruburi, din partea capacului spre partea bielei.

Suruburile de biela sunt solicitate de forta de strangere initiala F_sp si de forta de inertie a maselor in miscare de translatie si a maselor in miscare de rotatie care se afla deasupra planului de separare dintre corp si capac.

Daca biela are 2 suruburi, atunci forta de inertie care solicita un surub este

F_i1==N

Pentru a asigura strangerea necesara cuzinetilor, forta de strangere initiala a surubului trebuie sa fie mai mare decat forta de inertie care revine unui surub:

F_sp= N

In timpul functionarii, asupra surubului de biela actioneaza forta:

F_s= unde c - constanta care tine de seama de elasticitatea sistemului c

F_s= N

Tinand seama de fortele care solicita suruburile de biela, acestea se dimensioneaza tinand seama de solicitarea la intindere si se verifica la oboseala.

Diametrul fundului filetului se determina cu relatia:

d_s= [mm] unde :

c_c= 1.5 coeficient de siguranta,

c₁= 1.3 factor pentru solicit[rile suplimentare de torsiune care apar la strangerea piulitei,

c₂=1.2 factor care tine seama de curgerea materialului in zona filetata,

s_c= 600 1400 N/mm² limita de curgere a materialului surubului.

d_s= mm

Se adopta d_s= 7.1 mm

Diametrul partii nefiletate se determina cu:

d^'_s= [mm]

d^'_s= mm

Se adopta d^'_s= 6.8 mm

Verificarea la oboseala se face considerand ca ciclul de solicitare este ondulant pozitiv sau pulsator.

Tensiunile maxime si minime se calculeaza cu relatiile:

s_max s'_max = ;

s_min ; s'_min= unde:

- A_s - aria sectiunii surubului de biela in sectiunea filetata,

- A'_s- aria sectiunii surubului de biela in partea nefiletata.

A_s=39.592 mm²

A^'_s = 36.317 mm²

s_max N/mm²

s'_max= N/mm²

s_min N/mm²

s'_min= N/mm²

Coeficientul de siguranta se determina cu relatia:

C= unde:

s_a ; s_m ,

s_-l= 300 700 N/mm²

b_k

e

g

s_a N/mm²

s_m N/mm²

C =

Valoarea coeficientului de siguranta trebuie sa se incadreze intre valorile 2,5 . 4,0 .

3.C.1.12. Calculul segmentilor

Se adopta trei segmenti:

- doi segmenti de compresie,

- un segment de ungere.

Ca material se va utiliza fonta cenusie cu grafit lameral. Primul segment, segmentul de foc va fi acoperit cu un strat de crom, care mareste rezistenta la uzura.

Grosimea axiala a segmentilor: b₁= 1.5 mm

b₂= 2 mm

b_ungere=4 mm

Jocul pe flancurile segmentului J_a =h_c-b J_a1= 0.05 mm

J_a2= 0.03 mm

J_a3= 0.03mm

Jocul radial al segmentului J_r = 1/2*(d_is-d_ic)

J_r1= 0.8 mm

J_r2= 0.8 mm

J_r3= 1 mm

Inaltimea canalului de segment h_c=b+J_a

diametrul canalului de segment d_1c

diametrul interior al segmentului d_1s

grosimea radiala a segmentului t

dimensiunea radiala a canalului t_c

raza fundului canalului R

jocul piston cilindru J_p

Pentru stabilirea formei segmentului in stare libera (Fig.2.C.6), se pleaca de la acceptarea unei epure de presiune variabila. Curba de repartitie a presiunii dezvoltate de elasticitatea proprie a segmentului se exprima printr-o serie trigonometrica, din care se obtine expresia pentru curba de repartitie a presiunii:

p_e(y

p_e(60)=MPa

Fig.3.C.6. Constructia segmentilor

Calcului grosimii radiale a segmentului

Grosimea axiala a segmentului se determina din conditiile de evacuare a caldurii din piston si de a limita pulsatiile

b= [mm]

unde: k= 0.08 constanta

s_a tensiunea admisibila (55 65 N/mm²)

b= mm

Se adopta b= 3 mm

Grosimea radiala se calculeaza din formula lui Navier:

s [N/mm²] unde

M_max - momentul incovoietor maxim al segmentului [N/m]

W - modulul de rezistenta al sectiunii [m²]

Fig. 3.C.7. Schema de calcul a momentului incovoietor

Momentul maxim (Fig.2.C.7) se calculeaza pentru y=0

M_max=

R_o=

M_max= N/m²

W= din formula lui Navier rezulta t= 8.6 mm

se adopta t = 7 mm

Calculul presiunii medii elastice p_e , in raport cu conditiile de functionare se face cu:

p_e=

p_e=N/mm²

Se calculeaza raportul D_l/t cu relatia

Calculul tensiunilor in segment la montaj

Pentru montajul segmentului pe piston este necesar ca prin intermediul unui dispozitiv capetele acestuia sa fie desfacute atat cat este necesar pentru a imbraca pistonul. Prin deschiderea segmentului apar tensiuni care au valoarea maxima in sectiunea opusa fortei.

tensiunea maxima se determina cu:

s_{i max} unde: m= 1.57

s_imax N/mm²

Calculul fantei segmentului

s₀= unde:

s_c=0.0025*D=

s_o=

s₀= 0.471 mm

3.C.1.13. Calculul arborelui cotit

Se adopta urmatoarele dimensiuni caracteristice (Fig.2.C.8) pentru arborele cotit:

- lungimea cotului l= 1.09*D₁=

Se adopta l= 91 mm

- diametrul fusului palier d_p= 0.7*D=

Se adopta d_p= 50 mm

- lungimea fusului palier l_p=0.5*d_p=

Se adopta l_p= 25 mm

- diametrul fusului maneton d_m= 0.59*D=

Se adopta d_m= 42 mm

- lungimea fusului maneton l_m=0.47*d_m=

Se adopta l_m= 22 mm

- diametrul interior d_mi=0.6*d_m=

Se adopta d_mi= 22 mm

- grosimea bratului h=0.45*d_m=

Se adopta h= 21,5 mm

- latimea bratului b= 1.5*46=

Se adopta b= 70 mm

- raza de racordare - 0.08*d_m=

Se adopta ca raza de racordare 2,8 mm

- raza manivelei r = 31.815 mm

Fig. 3.C.8 Dimensiunile caracteristice a arborelui motor

Verificarea fusurilor la presiune si incalzire

Pentru a preveni expulzarea peliculei de ulei dintre fusuri si cuzineti trebuie sa se limiteze presiunea maxima pe fusuri.

Presiunea conventionala maxima se calculeaza cu:

p_{m max}= MPa

p_{p max}= MPa unde:

R_{m max} , R_{p max} sunt fortele maxime care incarca fusurile manetoane si paliere, valorile lor sau determinat din diagramele polare desfasurate.

Presiunea medie conventionala pe fusurile manetoane si paliere se determina cu:

p_m= MPa

p_p= MPa

Ambele valori se incadreaza in valorile admisibile ale presiunilor pe fusurile arborelui cotit.

Verificarea fusului la incalzire se face cu un calcul simplificat, prin care se determina coeficientul de uzura.

K_m= unde:

w - viteza relativa dintre fus si cuzinet din mers, in m/s

x - coeficientul de conectare a vitezei relative

K_p=

K_m=

K_p=

Verificarea la oboseala

Calculul impune adoptarea unei scheme simplificate de incarcare si deformare care considera arborele cotit ca o grinda discontinua, alcatuite dintr-un numar de parti egal cu numarul coturilor.

Fiecare cot reprezinta o grinda simplu rezemata in doua reazeme, reazemele sunt rigide si coaxiale. Momentele incovoietoare in reazeme se neglijeaza, in reazemul din stanga actioneaza un moment de torsiune M_pj egal cu suma momentelor coturilor care preced cotul de calcul, iar la reazemul din dreapta actioneaza momentul M_{p(j-1) .}

Fusul palier este solicitat la torsiune si incovoiere dupa un ciclu asimetric. Momentele de incovoiere au valori mici si nu se mai verifica. Fusurile paliere dinspre partea anterioara a arborelui cotit sunt solicitate la momente de rasucire mai mici decat acelea care actioneaza in fusurile dinspre partea posterioara a arborelui si mai ales in fusul final, deoarece in aceasta se insumeaza momentele medii produse de fiecare cilindru. Calculul trebuie dezvoltat pentru fiecare fus in parte,ceea ce implica insumarea momentelor de torsiune. Momentele de intrare si de iesire pentru fiecare cot sunt:

M_pj=

M_{p j-1}=

La insumarea momentelor de torsiune trebuie sa se tina seama de ordinea de aprindere, iar valoarea momentului de torsiune pe fiecare fus se determina tabelar. Din tabel se determina valorile maxime si minime ale fiecarui fus, dupa care se determina tensiunile maxime si minime.

Amplitudinea si valoarea tensiunilor medii se calculeaza cu relatiile:

t_pa ; t_pm

Ultimul pas este calculul coeficientului de siguranta.

Calculul fusului maneton

Fusul maneton este solicitat la incovoiere si torsiune. Calculul se efectueaza pentru un cot care se sprijina pe doua reazeme si este incarcat cu forte concentrate. Deoarece sectiunea momentelor maxime ale acestor solicitari nu coincide in timp, coeficientul de siguranta se determina separat pentru incovoiere si torsiune si apoi coeficientul global de siguranta.

Reactiunile din reazeme se determina din conditiile de echilibru ale fortelor si momentelor. Fortele ce actioneaza asupra fusului trebuiesc descompuse dupa doua directii: una in planul cotului, cealalta tangentiala la fusul maneton.

Calculul bratului arborelui cotit

Bratul arborelui cotit este solicitat de sarcini variabile de intindere, compresiune, incovoiere si torsiune. Coeficientii de siguranta pentru aceste solicitari se determina in mijlocul laturii mari a sectiunii tangente fusului palier, unde apar cele mai mari eforturi unitare.

In planul cotului ia nastere o solicitare compusa de incovoiere de momentul M_iz = B_z*a si compresiune produsa de reactiunea B_z

.Tensiunea totala are expresia:

s

In functie de valorile extreme ale reactiunii B_Z , se calculeaza tensiunile normale de incovoiere si compresiune maxime si minime:

s_max s_min

Coeficientul de siguranta la incovoiere se determina cu relatia:

C_s

unde: g_s

ys

b_ks es se adopta.

Bratul arborelui cotit este supus la solicitarea de torsiune data de momentul M_T==B_T*a, care determina tensiunea tangentiala.

t= unde coeficientul k se adopta in functie de raportul b/h.

Pentru valorile extreme ale momentului de torsiune se calculeaza tensiunile tangentiale maxime si minime

t_max ; t_min

Coeficientul de siguranta la solicitarea de torsiune se determina cu relatia:

C_t

unde se adopta valorile coeficientilor de siguranta

b_kt et= 2.0 ; y_t g_t

Coeficientul global de siguranta pentru brat este calculat cu ecuatia:

C_br= cu o valoare admisibila C_br= 2 .3 (MAS)