TEMA PROIECTULUI

Pentru un motor având următoarele caracteristici: m.a.c. în patru timpi cu 6 cilindri în linie şi: S =125, 24 mm; Pe = 159 kW; nP = 2100 rot/min; Me = 74, 5 daN.m; nM = 1400 rot/min; = 17; pe = 8, 8; D = 101 mm, să se calculeze mărimile caracteristice, să se efectueze calculul cinematic şi dinamic şi calculul elementelor următoarelor sisteme şi mecanisme: mecanismul bielă-manivelă, mecanismul de distribuţie a gazelor, instalaţia de ungere, instalaţia de alimentare cu combustibil, instalaţia de răcire, şi să se specifice materialele şi tehnologiile de obţinere a semifabricatului.

1 MĂRIMI ŞI INDICI CARACTERISTICI

a) Punct mort superior ( p.m.s.) este poziţia extremă a pistonului corespunzătoare volumului minim ocupat de gaze (Vc) sau poziţia pistonului corespunzătoare distanţei maxime dintre acesta şi axa de rotaţie a arborelui cotit ( 1+r ), poziţie pentru care = 0şi = 0

b) Punct mort inferior (p.m.i.) este poziţia extremă a pistonului corespunzătoare volumului maxim ocupat de gaze (Va) sau poziţia pistonului corespunzătoare distanţei minime dintre acesta şi axa de rotaţie a arborelui cotit ( 1-r ), poziţie pentru care = 180şi = 0

c) Cursa pistonului (S) este spaţiul parcurs de piston între cele două puncte moarte.

S = 2 r = 125, 24 mm (dat prin tema de proiect)

d) Alezajul (D) reprezintă diametrul interior al cilindrului

D =101 mm (dat prin tema de proiect)

e) raportul cursă – alezaj () este un parametru consecutiv al motoarelor ce se exprimă prin relaţia :

= S / D = 1, 24

f) Cilindreea unitară ( Vs) reprezintă volumul generat de piston între cele două puncte moarte, pe cursa S:

Vs = x D2 x S = 1001, 4 cm3

g) Cilindeea totală (Vt) reprezintă suma cilindreelor unitare ale tuturor cilindrilor

Vt = Vs x i = 6008, 88 cm3

h) Volumul camerei de ardere ( Vc) reprezintă volumul minim ocupat de fluidul motor, când pistonul se găseşte la p.m.s.

Vc = Vs / ( - 1) =62, 58 cm3

unde : - raportul de comprimare

i) Volumul cilindrului (Va) reprezintă volumul maxim ocupat de fluidul motor când pistonul se găseşte la p.m.i.

Va = Vs + Vc = 1063, 98 cm3

j) Raportul de comprimare () reprezintă raportul dintre volumul maxim ocupat de fluidul motor, când pistonul se găseşte la p.m.i. şi volumul minim ocupat de acesta, când pistonul se găseşte la p.m.s.

= Va / Vc = 17 (dat prin tema de proiect).

k) Unghiul de rotaţie al arborelui cotit ( ) reprezintă unghiul făcut de manivelă cu axa cilindrului. Originea unghiului ( = 0) se alege corespunzător poziţiei pistonului în p.m.s. O cursă completă a pistonului corespunde la un unghi = 180 RAC, iar pentru = 360 RAC arborele cotit efectuează o rotaţie completă în timp ce pistonul parcurge două curse simple.

l) Viteza unghiulară a arborelui cotit () este acea viteză cu care arborele cotit efectuează o rotaţie completă [ 2 rad ].

= ( x nP)/ 30 =219, 91 rad/s

m) Viteza medie a pistonului:

wp = S x n / 30 =8, 75 m/s

n) Ciclul motor reprezintă succesiunea proceselor ( A,C,D,E) care se repetă periodic în cilindrii motorului.

o) Timpul motor ( ) reprezintă partea din ciclul motor care se efectuează într-o cursă simplă a pistonului

= 4

p) Numărul de cicluri (Nc) reprezintă numărul grupajelor de procese ( A,C,D,E) care se repetă periodic în cilindrii unui motor, în unitatea de timp.

Nc = n / ( 30 x ) = 17, 5

r) Timpul de ciclu ( tc ) reprezintă timpul măsurat în secunde, minute sau ore în care se desfăşoară un ciclu.

tc = 1/ Nc = 0, 05

s) Raportul dintre raza manivelei şi lungimea bielei () este un parametru constructiv al motorului. Pentru motoarele de autoturism = 1/3...1/3,8, iar pentru motoarele de autocamion = 1/3,8...1/4,2.

= 1/4 t) Lungimea bielei este:

lb = S + 0,5. dfm + Hbo + 1 [mm]

relaţie în care:

dfm este diametrul fusului maneton, care se calculează cu relaţia:

dfm = 0,61.D adică:

dfm = 61, 61 mm

Se adoptă valoarea de 62 mm.Hbo reprezintă înălţimea de dispunere a bolţului.

Hbo = Hp - Hc

unde:Hp este înălţimea pistonului:

Hp = 0,95.D =95, 95 mm;

Hc este înălţimea de compresie:

Hc = 0,6. Hp = 57, 57 mm.

Înlocuind, obţinem:

Hbo = 38, 38 mm,resectiv:

lb =195, 42 mm

Fig. 1 Stabilirea lungimii bielei

Se adoptă valoarea de 195 mm.

2 CALCULUL INDICILOR DE PERFECŢIUNE AI MOTORULUI

Presiunea indicată este raportul dintre lucrul mecanic indicat raportat la cilindreea unitară:

pi = pe/m = 8,26 MPa

Randamentul mecanic al motorului este: m = 0,8Cunoscând valoarea presiunii indicate se poate determina puterea indicată a

motorului cu relaţia :

Pi = Pe/m = 198, 75 kW

2.1 Calculul indicilor efectivi

Mărimile efective se calculează cu relaţiile de mai jos:

Presiunea medie efectivă

pe = m x pi= 8, 8 kW (dată prin tema de proiect)

Puterea efectivă

Pe = m x Pi=159 kW (dată prin tema de proiect)

2.2 Calculul indicilor de perfecţiune

Acest calcul presupune determinarea puterii litrice (PL), a puterii pe cilindru (Pe1) şi a puterii raportate la aria cilindrului (PA).

Pentru acestea se utilizează următoarele relaţii:

Puterea litrică

PL = Pe / Vt = 26, 46 kW/l

Puterea pe cilindru

Pe1 = Pe / i =26, 5 kW

Puterea raportată la aria pistonului

PA = Pe1 / ( x D2 )/ 4 = 33, 07 kW/dm2

3. CINEMATICA MECANISMULUI MOTOR

3.1 CINEMATICA PISTONULUI

a) Deplasarea pistonului

Expresia deplasării momentane a pistonului (xp), fig.2, faţă de p.m.i.este dată de relaţia:

xp = r x ( 1- cos ) + ( / 4 ) x ( 1 – cos 2 ), mm

unde: r – raza manivelei

- raportul dintre raza manivelei şi lungimea bielei

Fig. 2 Determinarea cinematicii pistonului

Deplasarea pistonului poate fi considerată ca suma a două funcţii armonice, astfel:

xp = xpI +xpII

unde: xpI = r x ( 1- cos) – armonica de ordinul I

xpII = ( / 4) x ( 1 – cos 2) – armonica de ordinul II

Graficul de variaţie a deplasării pistonului se obţine prin puncte însumând cele două armonici.

b) Viteza pistonului

Viteza momentană a pistonului este dată de relaţia :

Wp = r x x .x sin + ( / 2) sin 2, m/s

unde: - viteza unghiulară a arborelui cotit

Şi această expresie poate fi considerată ca o sumă a două funcţii armonice, după cum urmează:

Wp = WpI +WpII

Unde: WpI – r x x x. sin - armonica de ordinul IWpII – r x x x. ( / 2).sin 2 - armonica de ordinul II

Viteza pistonului este 0 în punctele moarte. Pentru a obţine viteza maximă se anulează derivata funcţiei Wp, adică:

dWp / d = cos +( 2 x cos2 ) - 1, rezultă o ecuaţie de gradul II în cos a cărei soluţie dă punctele de viteză maximă wpmax :

cos = [- 1 (1 –8 x 2)1/2 / 4

Pentru = 0, 32 , avem wpmax = 6, 28

Viteza este maximă pentru aproximativ acea valoare a lui ( = L r) la care biela este perpendiculară pe manivelă.

Ea se poate calcula cu aproximaţie funcţie de viteza medie a pistonului, cu relaţia:

Wpmax = 1,625 x Wp = 14, 21 m/sunde:

Wp = S. n/30 =8, 75 m/sWp fiind viteza medie a pistonului

c) Acceleraţia pistonului

Acceleraţia momentană a pistonului este dată de relaţia:

ap = r x 2 x ( cos + x cos 2), m/s

unde: r – raza manivelei - viteza unghiulară a arborelui cotitExpresia acceleraţiei pistonului poate fi şi ea considerată ca o sumă de două

funcţii armonice:ap = apI + apII

unde: apI = r x ( x ) cos - armonica de ordinul IapII = r x ( x ) x cos 2 - armonica de ordinul II

Valorile extreme ale acceleraţiei, în punctele moarte ( = 0şi = 180) sunt date de relaţiile :

ap = 0 = r x ( x ) x (1 + ), m/s2ap = 180 = r x ( x ) x (-1 + ), m/s2

3.2 Cinematica bielei

Cinematica bielei se studiază ţinând seama de faptul că biela are o mişcare în plan paralel complexă. Se poate considera că fiecare punct al bielei are o mişcare de translaţie identică cu a punctului P (fig.3.2) şi o mişcare de rotaţie în jurul punctului P cu o viteză unghiulară d / dt şi o acceleraţie unghiulară d2 / dt2 .

a) Spaţiul unghiular al bielei

Expresia spaţiului unghiular este:

= arc sin ( x sin ),

Valoarea maximă a oblicităţii bielei (max) se obţine pentru valoarea maximă a funcţiei sin , adică la = 90 respectiv la = 720, astfel încât:

max = arc sin = arc sin 1/ 0, 32 = 281, 25

b) Viteza unghiulară a bielei

Viteza corespunzătoare mişcării bielei în jurul punctului p, va fi precizată de derivata în raport cu timpul, a funcţiei care exprimă valoarea unghiului :

b = x x cos / (1 – 2 x sin 2)1/2 rad/s

unde: - viteza unghiulară a arborelui cotit. Viteza unghiulară a bielei înregistrează valoarea maximă în punctele moarte ( = 0 şi = 180), iar pentru un mecanism normal şi axat, viteza unghiulară maximă a bielei este:

bmax = x = 70, 37

Fig. 3 Schema forţelor din mecanismul bielă-manivelă

c) Acceleraţia unghiulară a bielei

Acceleraţia unghiulară a bielei se determină prin derivarea în raport cu timpul, a vitezei unghiulare :

b = x 2 x [(2 – 1) x sin / 1 - 2 x sin 23/2, rad/s2

Calculul mărimilor din cinematica mecanismului motor se face tabelar.

4. DINAMICA MECANISMULUI MOTOR

4.1 Generalităţi: clasificări ale fortelor din mecanismul motor

Dinamica mecanismului motor urmăreşte determinarea forţelor şi momentelor ce acţionează asupra pieselor mecanismului.. Cunoaşterea valorilor acestor forţe şi momente, precum şi modul în care ele variază, în funcţie de poziţia mecanismului este strict necesară pentru aflarea calculelor de rezistenţă, pentru stabilirea soluţiilor de echilibrare şi amplasare a acestuia pe sasiu, pentru calculul variaţiilor momentului motor şi dimensionarea volanului, pentru stabilirea vibraţiilor de torsiune a liniei de arbori, acţionate de motor şi a vibraţiilor motorului şi structurii pe care acesta este montat.

Forţele care acţionează în mecanismul motor pot fi împărţite în mai multe categorii în funcţie de fenomenul fizic care le produce:

a) forţele de presiune (Fp), produse de presiunea gazelor ce evoluează în cilindrii motorului;

b) forţele de inerţie ( Fj şi Fr), datorate mişcării accelerate a maselor alcătuiesc mecanismul şi forţele ce se transmit între aceste piese;

c) forţele de frecare (Ff), datorită mişcării relative a pieselor ce alcătuiesc mecanismul şi forţele de greutate (Fg) datorate maselor pieselor ce alcătuiesc mecanismul şi forţele ce se transmit între aceste piese.

Forţele de frecare şi cele de greutate au valori mult mai mici decât celelalte două categorii. Ca urmare, pentru calculele de interes practic, prezintă importanţă doar forţele de presiune şi forţele de inerţie.

4.2 Forţa de presiune a gazelor

Conform principiului lui Pascal, presiunea existentă în interiorul cilindrului se exercită uniform pe toate suprafeţele ( fig.4). Presiunile ce se exercită pe suprafaţa laterală a cilindrului şi cea a camerei de ardere practicată în chiuloasă produc tensiuni şi forţe ce solicită mecanic cilindrul şi, respectiv structura chiuloasă – bloc – carter.

Fig.4 Forţele de presiune

Presiunea exercitată pe suprafaţa capului pistonului determină o forţă de presiune dată de relaţia :

Fp = π x D2/ 4 x ( pcil – pcart), [N]

unde: pcil – presiunea gazelor din cilindrupcart - presiunea gazelor din carter

Forţa de presiune a gazelor aplicată asupra cilindrului produce un lucru mecanic permiţând transformarea energiei termice a fluidului motor în energie mecanică. Ea are o alură de variaţie de timp, proporţională cu cea a fluidului motor.

Direcţia acestei forţe este întotdeauna paralelă cu direcţia axei cilindrului; când Fp > 0 ea este orientată spre axa de rotaţie a arborelui cotit, iar când Fp < 0 ea este orientată spre chiuloasă.

4.3 Forţele de inerţie

În conformitate cu principiile mecanicii newtoniene un element de masă dm, care se mişcă cu acceleraţia a, determină o forţă de inerţie elementară dată de relaţia:

df = -dm x ā, [N]

Cum toate piesele mecanismului motor execută mişcări accelerate, rezultă că fiecare piesă acţionează în cadrul mecanismului cu o forţă de inerţie ce poate fi calculată pe baza relaţiei de mai sus.

Piesele mecanismului motor se împart în trei grupe: grupul piston ( piston – bolţ – segmenţi) care execută o mişcare de translaţie

accelerată grupul bielei ( bielă – capac – şuruburi – cuzineţi de bielă ) care excută o mişcare

plan paralelă complexă arborele cotit care execută o mişcare de rotaţie

Forţele de inerţie care acţionează în mecanismul motor sunt grupate în două clase.a) forţele de inerţie ale maselor mj care au o mişcare de translaţie sau o mişcare

alternativă, notate prescurtat Fj;b) forţele de inerţie ale maselor mr care au o mişcare de rotaţie, notate prescurtat cu

Fr.

a) Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de translaţie

Masa mj care execută o mişcare de translaţie accelerată este:

mj = mgp + m1 = 2, 14 kgunde: mgp – masa grupului piston considerată în axa boltului

m1 – masa m1 a bielei concentrată în piciorul bielei

mgp = mp +mb + mseg =1, 64 kg

unde: mp – masa pistonului mb – masa boltului mseg – masa segmenţilor

Masa pistonului se determină cu relaţia:

mp = ρp x D3 = 0, 66 kg

unde: ρp – densitatea aparentă a pistonului fără segmenţi şi bolt. Pentru MAC ρp = 0,5…0,8 kg/dm3

Masa boltului se poate calcula cu relaţia:

mb = Vb x ρOl =0, 18 kg

unde: Vb – volumul boltului ρol – densitatea oţelului

ρol = 7,6........7,8 kg/dm3

Vb = (π x L/4) x (deb2–dib

2) = 0, 02 dm3

unde: L –lungimea boltului deb – diametrul exterior al boltului dib – diametrul interior al boltului

Masa segmenţilor se adoptă constructiv. Astfel, pentru motoarele cu alezajul D = 60....90 mm, masa segmenţilor mseg = 20......60 g; pentru motoarele cu D = 90...150 mm, masa segmenţilor mseg = 60...150 g.

Pentru motorul de proiectat care are alezajul D =101 mm, adopt mseg= 80 g Masa bielei se descompune în două mase ( fig. 5): masa m1 este partea din masa bielei (mB), care se consideră că efectuează

mişcare de translaţie şi este concentrată în piciorul bielei; masa m2 concentrată în masa fusului maneton şi care execută mişcare de

rotaţiePentru ca efectele forţelor de inerţie ale celor două mase să fie identice cu cele ale masei mB a bielei, descompunerea se face respectând următoarele condiţii:

suma celor două mase să fie egală cu masa bielei momentele statice ale celor două mase să fie egale

Fig.5 Descompunerea masei bielei

Masa raportată a bielei se adoptă astfel: Pentru MAC cu D = 80...125 mm, mB* = 22...40 gf/cm2, iar pentru MAC cu D = 60...100 mm, mB* = 22...40 g/cm2,

Adopt valoarea: mB*= 31 g/cm2

Cunoscând expresia aceeleraţiei pistonului în mişcare de translaţie se poate calcula forţa de inerţie Fj, cu relaţia:

Fj = - mj x ap, [N]unde: ap – acceleraţia pistonului

b) Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie (Fr)

La motoarele cu cilindrii în linie, cu coturi individuale, masa totală aflată în mişcare de rotaţie, pentru un singur cilindru, care dă naştere la forţa de inerţie este formată din masa neechilibrată a unui cot (mK) şi partea m2 din masa bielei:

mr = mK +m2 =22, 4 kg Masa neechilibrată a uniu cot se compune din (fig. 6):

Fig.6 Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie

mK = mM + 2mbr =18, 4 kgunde: mM – masa fusului maneton

mbr – masa braţului

mM = (π dM2 / 4) x lM x ρ = 3, 80 kg

unde: dM – diametrul fusului manetondM = (0,55…0,75) x DlM – lungimea fusului maneton

lM = (0,45…0,56) x dM

ρ = densitatea oţeluluiρ = 7800…7900 kg/m3

dm =55, 55 mm. Adopt valoarea dm = 56 mmlM =51, 001 mm Adopt valoarea lM =51 mmmbr = 4,85 pentru motoare de autoturism şi mbr = 7,30 pentru motoare de

autocamion.m2 = 4 kgÎn concluzie se poate scrie:Fr = FRM +FRbr + FRB

unde : FRM – forţa de inerţie a masei manetonului FRbr – forţa de inerţie a masei neechilibrate a braţului FRB – forţa de inerţie a masei m2 a bielei

FRM = mMr x ω2

Frbr = mbr x ρ x ω2

FRB = m2 x r x ω2

4.4 Forţele rezultante din mecanismul motor

Întrucât forţa de presiune a gazelor Fp şi forţa de inerţie Fj acţionează ambele după direcţii paralele cu axa cilindrului, ele se pot însuma algebric, dând rezultanta :

F = Fp + Fj, [N]

Forţa F se descompune în două componente şi anume:a) o componentă N, normală pe axa cilindrului,

N = F x tg β, [N]

b) o componentă B, de-a lungul axei bielei,

B = F / cos β, [N]

Forţa N aplică pistonul pe cilindru şi dă naştere forţei de frecare Ff, dintre piston şi cilindru, care produce uzarea celor două organe. Ţinând seama că:

sinβ =Λ sinα,

se obţine:tgβ = sinβ / cosβ = Λ x sinα /(1-(Λ2) x sinα2

Pentru α = 90˚se obţine:

tgβ = Λ / (1-(Λ2) sau (tgβ)max ≈ Λ

ceea ce arată că forţa normală maximă este cu atât mai mare cu cât biela este mai scurtă (Λ mai mare).

Forţele ce acţionează asupra fusului maneton şi fusului palier se determină deplasând forţa B, ca vector alunecător în centru fusului maneton (punctul M) şi descompunând–o după două direcţii : una normală la maneton, forţa Z, şi cealaltă tangenţială la maneton, forţa T:

Z = F x [cos(α + β] / cosβ, [N]

T = F x [sin(α + β] / cosβ, [N]

Având determinată expresia forţei tangenţiale T, relaţia de determinare a momentului motor al monocilindrului este:

M = T. r [N.m]

unde: r – raza manivelei

Calculul forţelor rezultante din mecanismul motor se face tabelar.

5. MOMENTUL MOTOR ŞI PUTEREA INDICATĂ

5.1 Alegerea configuraţiei arborelui cotit

La motorul de proiectat care are 6 cilindrii în linie, decalajul unghiular între două aprinderi succesive este:

Δ = 720 / i =120 o RAC

Rezultă că manivelele se decalează între ele cu 120 ˚, deci se află toate în acelaşi plan .

La motoarele cu patru cilindrii în linie şi cu aprinderi uniform decalate, manivelele sunt două câte două în fază.

Tinând cont de condiţia de mai sus, aleg un arbore cotit cu plan central de simetrie la care manivelele în fază sunt aşezate la egală distanţă de mijlocul lui (fig.7)

Fig. 7 Arbore cotit cu plan central de simetrie

Sunt posibile mai multe scheme de arbore cotit dintre care însă nu pot fi reţinute decât două, respectiv cele care prezintă plan central de simetrie. Aceste soluţii sunt identice din punct de vedere dinamic, pentru ca, rotind arborele b în sens invers faţă de sensul de rotaţie al arborelui a, se obţine aceeaşi succesiune de manivele în fază . Se zice că cele două soluţii de arbore sunt simetrice; ele pot fi socotite ca fiind una imaginea în oglindă a celeilalte, de aceea se numesc soluţii simetrice în oglindă.

Dintre cele două soluţii se alege una singură, spre exemplu soluţia a, pentru care se stabilesc ordinile de aprindere posibile, repetând procesul prezentat la motorul cu 4 cilindri.

Aşadar, la motorul în 4 timpi cu 6 cilindri, sunt posibile două ordini de aprindere : Există mai multe criterii de triere a ordinilor de aprindere: încărcarea minimă a lagărelui arborelui cotit reducerea pericolului de rezonanţă la vibraţiile de torsiune sporirea gradului de umplere a cilindrilor reducerea trepidaţiilor motorului sub acţiunea momentului de răsturnare.

Adopt ca ordine de aprindere varianta 2, 3

5.2 Determinarea tuturor ordinilor de aprindere posibile şi alegerea uneia dintre acestea

Numerotarea cilindrilor este standardizată în conformitate cu STAS 8697 – 85;Începe dinspre flanşa de cuplare a arborelui cotit cu arborele de antrenare al

consumatorului.Pentru determinarea unghiurilor de început al ciclului, raportate la cilindrul

1 în cazul aprinderilor uniform repartizate, se poate utiliza relaţia :

αx = 720˚ - n x δ

unde: x – numărul curent al cilindruluin – numărul de aprinderi existente între cea din cilinrul 1 şi cilindrul x

considerat:

δ – decalajul unghiular dintre două aprinderi succesive:δ = π x υ / i = 2, 09 o

α1 =0˚α2 =180˚α3 =540˚α4 =360˚

5.3 Stabilirea ordinii de lucru a cilindrilor

Cilindrul 1, pornind de la α =0˚, începe ciclul cu timpul I, respectiv admisia A. După o rotire a arborelui cotit cu 360˚, manivela acestui cilindru ajunge la sfârşitul timpului II, comprimarea ( C ), când se admite declanşarea injecţiei. Urmează timpii III şi IV respectiv destinderea ( D ) şi evacuarea ( E ). Conform ordinii de aprindere reţinute ( 1 – 2 – 4 - 3 ), următoarea injecţie are loc în cilindrul 2, cu un decalaj de 180˚ faţă de cea din cilindrul 1, respectiv, atunci când manivela cilindrului 2 ajunge în poziţia de p.m.i., la sfârşitul comprimării. Evident, după aceasta are loc destinderea, iar apoi evacuarea şi admisia. În continuare are loc injecţia în cilindrul 4, decalată faţă de cea din cilindrul 2 cu 180˚. După injecţie are loc succesiunea logică a celor patru timpi ai motorului ( D-E-A-C). După injecţia din cilindrul 4, cu un acelaşi decalaj de 180˚, are loc injecţia din cilindrul 3.

5.4 Calculul momentului motor sumar şi puterii indicate

Se numeşte moment motor instantaneu al unui motor monocilindric, momentul produs de forţa tangentă la maneton ( T ).

Momentul M care roteşte arborele cotit, produce asupra motorului un moment de reacţiune care tinde să răstoarne motorul.

Momentul motor instantaneu rezultant M, poate fi obţinut prin însumarea în intervalul a tuturor valorilor momentului motor al monocilindrului decalate în raport cu ordinea de aprindere. Aşadar, în cazul aprinderilor uniform decalate, perioada momentului motor instantaneu al unui policilindru este:

M = C / I = = 120Este deci suficient să se utilizeze doar varianta momentului motor al unui cilindru

( de exemplu al cilindrului 1) şi să se însumeze perioada :C / I = = 120, aceste valori decalate corespunzător.

Pentru a utiliza valorile obţinute şi la calculul de rezistenţă al arborelui cotit, însumarea se face pornind de la ventilator spre flanşa de cuplare cu ambreiajul pe un interval de 720 din 15 în 15 RAC

Momentul mediu al motorului policilindric, se calculează cu relaţia:

M = (M) / n,

unde: M - suma valorilor momentului motor instantaneu pe o perioadă. = C / I = 120 RAC

Garficul variaţiei momentului sumar pentru o perioadă de 120 şi momentul motor este redat la anexă.

6 CALCULUL CĂMĂŞII CILINDRULUI

6.1 Stabilirea dimensiunilor principale ale cămăşilor:

Dimensiunile cilindrilor (figura 8) se stabilesc cu ajutorul relaţiilor următoare:

Fig. 8 Dimensiunile cămăşii cilindrului

Lungimea cămăşii cilindrului ( Lc )

Lc = S + L – b

unde: S – cursa pistonuluiL – lungimea pistonului; Adopt: L = D x (0,8..1,1) = 90, 9 mmb – 10......15 mm; Adopt b = 12 mm

Lc =201, 14 mm

Lungimea camerei de răcire ( Lcr)

Lcr = S + 2a

Lungimea camerei de răcire trebuie aleasă astfel încât să depăşească primul segment de compresie când pistonul se aflî la p.m.i. şi la p.m.e. cu a = 6....10 mm

Adopt a = 8 mm Lcr =141, 24 mm Adopt Lcr =142 mm

Grosimea pereţilor ( σ )

σ = 0,05 x D + 2 = 6, 54 mm Adopt : σ =7 mm

Diametrul exterior al gulerului de sprijin ( Dg )

Diametrul exterior al gulerului de sprijin se determină din condiţia ca presiunea ( pc) care ia naştere la suprafaţa de contact (A) dintre guler şi bloc să nu depăşească presiunea admisibilă a materialului blocului ( pentru Fc = 250, pa = 420 Mpa)

pc = F / A < pa

unde: F – forţa care apasă asupra gulerului datorită stângerii chiuloasei

Această forţă trebuie să fie de 1,3 ori mai mare decât forţa dată de presiunea maximă ( pcil max) din cilindru, adică:

F = 1,3 pcil x (π x D2 / 4 )

Aria de contact cu chiuloasa este dată de relaţia :

A = [ π (Dg2 – D2 )] / 4

Din relaţiile anterioare se obţine expresia diametrului exterior la gulerului :

Dg = [1,3 x D2 ( pi / pa) + D2 ]1/2

Dg = (64557, 11)1/2 = 254, 08 mm

Adopt : Dg = 254 mm

Diametrul gulerului se va lua mai mare sau cel puţin egal.

Înălţimea minimă a gulerului ( Hg )

Se va determina din condiţia de rezistenţă la încovoiere. Sarcina q uniform distribuită pe suprafaţa de contact se detremină din condiţia :

F = q (π x Dg2 x Dg ) – D) / 4

deci : q = 4x F / Dg 2– D2

Momentul încovoietor maxim este :

Mmax = q ( Dg –Dg2) / 2

Modulul de rezistenţă axial se calculează cu expresia:

Wz = l x Hg / 6

Din condiţia ca tensiunea maximă de încovoiere să fie cel mult egală cu tensiunea admisibilă (σa) rezultă:

σi = Mmax / Wz = σa

Tensiunea admisibilă se determină în raport cu tensiunea de rupere:σr = 280 Mpa

iar : σa = σr / Cr

unde: Cr – coeficient de siguranţă la rupere (Cr = 3)

F = 1,3 x pcil (3,14 x D2)/4 = 206, 7 Nq = 0, 012 N/m2

Momentul încovoietor maxim este :

Mmax = q ( Dg – D2)2 / 2

Mmax =593, 56 N.m

Tensiunea admisibilă este:

σa = σr / Cr

σr = 280 Mpa σa =93, 33 MpaÎnălţimea gulerului este :

Hg = (6 x Mmax / σ)1/2

Se adoptă valoarea : Hg =22, 55 mm

Pentru alegerea dimensiunilor inelelor de cauciuc şi şanţurilor corespunzătoare am adoptat următoarele valori:

Di = D2 + ( 0,5.....1) mm Adopt : Di = 13, 31 mmd = 4 mmt = 3,5 mme = 2 mma = 8 mmb = 6 mmc = 4 mm

6.3 Calculul de rezistenţă pentru soluţia adoptată

Calculul de rezistenţă al cămăşii cilindrului constă în verificarea grosimii (δ) a peretelui. Calculul se bazează pe teoria tuburilor cu pereţi groşi.

Cămaşa cilindrului este solicitată de: presiunea gazelor de ardere ( pcil) forţa normală N transmisă de piston presiunea ce ia naştere pe suprafaţa de contact cu blocul tensiunile ce iau naştere datorită încălzirii inegale

a) Determinarea tensiunilor datorate presiunii gazelor Aceste tensiuni se determină cu expresiile :

σα,r = R2 x pcil / (R12 - R2)

Pe conturul interior r = R1 = 42, 91 mmσri = pcil

σαi = ( Rl2 + R2 ) / ( Rl

2 – R2 ) x pcil

σαi =24, 51 MPa

Pe conturul exterior r = R1 = 45 mm

σre = 0σαe = [2 x R2 /( R1

2 – R2)] x pcil

σαi =20, 93 Mpa

b) Calculul tensiunilor termice Tensiunile principale care apar în pereţii cămăşii de cilindru au expresiile :

σr = E x α. ( ti – te)/ 3. ( 1-ν )( R1 – R)[r –(R13-r3) / (R1

2 –R2) + r2 X r12 / ( r + r1)X R2)]

= 0

σα = E x α0( ti – te)/ 3( 1-ν )( R1 – R)[(R13-r3) / (R1

2 –R2) - R2 X R12 / ( R + R1)X r2)]

unde : E – modulul de elasticitate longitudinal ( pentru fonta E = 1,2......1,6 x 105 MpaAdopt : E = 1,4 x 105 MPa

α0 = coeficient de dilatare termică liniară ( pentru fonta : α0 = 10–5 grd – 1

ν = coeficient al contracţiei transversaleti, te = temperaturile în interiorul şi exteriorul cămăşii Adopt : ti = 140oC; te = 80oCr = o rază oarecare

7. CALCULUL PISTONULUI

Calculul dimensiunilor caracteristice

Dimensiunile principale ale pistonului se adoptă după date statistice rezultate din studiul soluţiilor de motoare similare după cum urmează :

D =101 mmL = (0,8…1) x D =90, 9 mmHc = (5,5…0,7) x D = 60, 6mmLm = (0,5…0,8) x D =70. 7 mm = (0,08…0,1) x D = 8, 08 mmH1 = (0,06…0,12) x D = 10, 1 mmH = 2,5 mmH2 = (0,035…0,045) x D = 4, 04 mmB = (0,3…0,4) x L = 27, 27 mmL’ = 0,52 x L = 42, 26 mmA = (0,042…0,052) x D = 4, 24 mm

8. CALCULUL BOLŢULUI

Fig. 9 Dimensiunile bolţului

deb = (0,24…0,28) x D = 26, 26 mmAdopt : deb =26 mm

dib = (0,65…0,75) x deb =18, 90 mmAdopt dib =19 mm

l = (0,88…0,93) x D =90, 9 mmAdopt l = 90 mm

j = 0,05 mm lb = (0,26…0,3) x D = 29, 29 mm

Adopt lb =29 mm

9. CALCULUL ARBORELUI COTIT

Calculul dimensiunilor principale: Lungimea cotuluil = (1,1…1,25) x D = 121, 12 mm Diametrul fusului palierdp = (0,6…0,8) x D = 70, 7 mm Lungimea fusului palier intermediarlpi = (0,45…0,6) x dp =30, 3 mm Lungimea fusului palier de capăt segment centrallpi = (0,74…0,84) x dp =44, 84 mm Diametrul fusului manetondM = (0,45…0,65) x D =45, 45 mm

Lungimea fusului manetonlM = (0,45…0,65) x dM = 24, 99mm Diametrul orificiului longitudinal din fusul manetondMi = (0,6…0,7) x dM =33, 33 mm Grosimea braţuluih = (0,2…0,25) x D =22, 22 mm Lăţimea braţuluib = (1…1,25) x D = 112, 11 mm Raza de racordare = (0,06…0,1) x dM = 8, 08 mm

10. CALCULUL MECANISMULUI DE DISTRIBUŢIE

Alegerea dimensiunilor supapelor

Dimensiunea caracteristică Relaţia ValoriDiametrul mare al talerului ds

- pentru SA (0,44…0,55)D44, 44

- pentru SE (0,40…0,45)D 42, 42Diametrul mic al talerului ds (0,95…1)d0 35, 88

Lungimea sediului b (0,10…0,12)d0 3, 77Raza de racordare a talerului rt (0,25…0,35)d0 11, 33

Diametrul tijei - pentru SA (0,18…0,24)d0 7, 55- pentru SE (0,22…0,29)d0 9, 82

Lungimea supapei l (2,5…3,5)d0 117, 08Înălţimea cilindrică a talerului t1 (0,025…0,045)d0 1, 01

Înălţimea totală a talerului t (0,10…0,13)d0 3, 77Înălţimea maximă de ridicare hsmax (0,18…0,30)d0 8, 30

-Diametrul mare al taletului ds:

-pentru SA: 8 mm – ds

-pentru SE: 10 mm – ds

-Diametrul mic al talerului ds*:

ds* = do = 0,865. ds

-pentru SA: do = 0,865. dsSA =6, 53 mm

-pentru SE: do = 0,865. dsSE = 8, 49 mm

-pentru SA: ds* = 1,0. do = 37, 77 mm

-pentru SE: ds* = 1,0. do = 37, 77 mm

-Raza de racordare a talerului „rt”.

rtSA = 0,30. doSA =1, 95 mm

rtSE = 0,30. doSE = 2, 54mm

-Diametrul tijei:

-pentru SA: =13, 64 mm

-pentru SE: = 17, 74 mm

-Lungimea sediului b:

bSA = 0,12. doSA = 0, 78 mm

bSE = 0,12. doSE =1, 01 mm

-Lungimea supapei „l”

-pentru SA: lSA =116, 67 mm

-pentru SE: lSE =117,08 mm

Fig 9 Dimensiunile supapei

-Înălţimea cilindrică a talerului „t1”

t1SA =0, 89 mm

t1SE =1, 01 mm

-Înălţimea totală a talerului „t”:

tSA =3, 66 mm

tSE =3, 77 mm

-Înălţimea maximă de ridicare „hSmax”

hSA =8, 10 mm

hSE = 8, 30 mm

11. CALCULUL DE DIMENSIONARE A ELEMENTELOR INSTALAŢIEI DE

RĂCIRE

a) Calculul radiatorului

Pentru autovehiculul din tema de proiect am optat pentru un radiator din alamă,

deoarece este mai robust şi asigură un regim termic de funcţionare corespunzător.

- Fluxul de căldură evacuat prin radiator:

răc = Krad.Aaer. tm

relaţie în care:

- Krad reprezintă coeficientul global de schimb de căldură. Am optat pentru

valoarea krad = 80 [3]

- Aaer este suprafaţa de schimb de căldură pentru aer. Din relaţia:

-

Aaer/Pemax = 0,25

rezultă:

Aaer = 0,25.Pemax = 39, 75

- tm este egal cu diferenţa dintre temperatura lichidului de răcire şi temperatura

mediului ambiant. Pentru m.a.c. tm = 70 K.

- Coeficientul de nervurare:

aer = Aaer/Al (6.3)

- unde Al este suprafaţa de schimb de căldură pentru lichidul de răcire.. Din [1]

am optat pentru valoarea aer = 9.

- Aria frontală a radiatorului:

Af = răc.60/= 60.tm (6.4)

relaţie în care 60 reprezintă fluxul de căldură schimat în radiator pe unitatea de

suprafaţă frrontală; 60 = 3.103 W.

Din [1] am optat pentru valoarea Af = 0,8 m2

- Numărul de ţevi ale radiatorului:

it = răc.aer/3600.Aaer.aer.waer.cp aer. .tm=

cu:

.aer = 1,2 kg/m3

waer = 38,89 m/s

cp aer = 1 J/kg.K

b) Pompa de apă

- Debitul real:

V`p = p. .ci.(r12 - ro

2) [m3/s] (6.6)

Se adoptă [3] V`p =70 m3/s;

- Lăţimea paletelor:

b = cI .(r12- ro

2)(D1 – ds/sin1).wI (6.7)

Se adoptă [3] b = 3,5 mm;

- Raza rotorului:

r = (u2/p) – (30.u2/np) (6.8)

Se adoptă [3] r = 200 mm;

- Puterea pompei:

P = 10-3.V`p [kw]; Puterea pompei P = 70 w

- Presiunea de lucru: 0,4 bar

c) Ventilatorul

- Diametrul: = 0,6m

- Lungimea paletei: L = 220 mm;

- Lăţimea paletei: l = 60 mm;

- Grosimea paletei: h = 1,6 mm;

- Viteza periferică a elicei: w = 90 m/s;

- Viteza curelei: 20 m/s;

- Numărul paletelor: 6

3.2 CALCULUL ELEMENTELOR SISTEMULUI DE UNGERE

3.2.1 Calculul debitului de ulei

În ipoteza că uleiul preia căldura dezvoltată prin frecare, care reprezintă fracţiunea fu din căldura degajată, adică:

Qu = fu. Cc. Qi [kJ/h]întrucât Cc = 10-3. ce. Pe [kg/h] unde ce este în g/kWh iar Pe în kW, rezultă:

Ştiind că Qi = 40.000…44.000 kJ/kg şi că ce = 230…300 g/kWh, rezultă:

Qu = (9…13). 103. fu. Pe (3.4)

Se admite [3] că fu = 0,02…0,06 şi obţinem:

Qu = (260…540). Pe [kJ/h] (3.5)

Adoptând valoarea spre limita inferioară [3] de 300, obţinem:

Qu = 47700 kJ/h

Debitul de ulei care trece prin magistrală va fi:

Vu = Qu/cu. u.tu (3.6)

Cu valorile menţionate anterior şi ţinând seama că:

cu. u = 1674…1883 kJ/m3K; tu = 15, rezultă:

Vu = (9…20).Pe [l/h] (3.7)

Adoptând o valoare spre limita inferioară [3] de 12, obţinem:

Vu =1590 l/h

unde Pe este în kW. Pe baza datelor statistice s-a mai stabilit:

Vu = (6…13). nP. d2f.b [l/h] (3.8)

unde nP este turaţia de putere maximă în rot/min; df reprezintă diametrul fusului iar b numărul de fusuri.

Volumul de ulei din carter Vuc se determină în ipoteza că uleiul efectuează aproximativ 100…250 treceri pe oră, deci Vuc = Vu/(100…250)Rezultă:

Vuc =6, 625 l

În tabelul 7 sunt prezentate valorile orientative pentru volumele de ulei [3]:

Tab. 3.1Valori orientative pentru volumele de ulei

Tipul motorului Vuc [l/h]

Vpu [l/h]

m.a.s. Autoturisme (0,065…0,13)Pe (20…34) Pe

Autocamioane şi autobuze

(0,13…0,20)Pe

m.a.c. Fără răcirea pistonului (0,14…0,23)Pe (25…40) Pe

Cu răcirea pistonului (supraalimentat) (45…70) Pe

Vuc – debitul uleiului care circulă prin rampa centrală

Vpu – debitul livrat de pompă (include şi uleiul care trece prin supapa de siguranţă)

3.2.2 Dimensionarea pompei de ulei

În tabelul 8 sun date valori orientative pentru dimensionarea pompelor de ulei [3].

Tab. 3.2Elemente pentru dimensionarea pompelor de ulei

Parametrul M.A.S. M.A.C.Diametrul Dp [mm] 25…35 35…55Numarul de dinti z 6…8 7…12Inaltimea dintilor h [mm] 7…10 8…10Modulul m 3,5…5 4…4,5Latimea dintilor l 22…52 35…52Viteza periferica a rotii dintate [m/s] 5…6Turatia pompei n/2

În baza acestor date, am adoptat următoarele valori:

Diametrul Dp = 50 mm

Numarul de dinti z = 10

Inaltimea dintilor h = 10 mm

Modulul m = 4,5 mm

Latimea dintilor l = 46 mm

Viteza periferica a rotii dintate v = 5 m/s

Turatia pompei np = n/2.