Scrigroup - Documente si articole

Username / Parola inexistente      

Home Documente Upload Resurse Alte limbi doc  

CATEGORII DOCUMENTE





AeronauticaComunicatiiElectronica electricitateMerceologieTehnica mecanica


CALCULUL MECANISMULUI MOTOR

Tehnica mecanica

+ Font mai mare | - Font mai mic







DOCUMENTE SIMILARE

Trimite pe Messenger
Pornirea directa a motorului asincron trifazat
Reglarea vitezei motoarelor asincrone
IMBINARI SUDATE - SUDAREA
Calculul fortelor necesare ambutisarii pieselor pentru caroserii auto
TEHNOLOGIA FABRICARII UTILAJELOR - POANSON DE AMBUTISARE
Sudura cu dioxid de carbon
Schimbatoare de caldura din instalatiile frigorifice
Constructia rotilor de autovehicul
ASPIRATOARE DE FRUNZE USCATE
Forte hidrostatice pe suprafete curbe inchise

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.

Dmed=D+D1/2=

pg=20261

d

Tensiunea de intindere in sectiunea transversala:

st=0.25*pg*

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

Ds=Di+2=mm

Dg=Ds+4=mm

d =0.03 mm

d mm

Diametrul gulerului de etansare

Dm= mm

Se adopta Dm=90 mm

Inaltimea gulerului se calculeaza cu:

Fs= N

Mi= Nmm

sai=80 MPa

Hg= mm

Se adopta Hg=5mm

Se adopta lungimea totala a camasii Lcamasa=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 55o Sh .

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:

Vc=, unde : - Vs volumul descris de piston

e raportul de comprimare

Vc= 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 hreal=65 mm

h=mm.

Pentru calculul tensiunilor din sectiunea de incastrare prima data se calculeaza

F= N

sr =

st =

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 hc==

Se adopta hc=2.5 mm

Grosimea capului d

Se adopta d mm

Distanta dintre bosaje b=

Se adopta b=22.5 mm

Diametrul bosajelor db=

Se adopta db=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.

srl [ unde:

di -diametrul interior al capului pistonului [m],

srl - efortul unitar ( sa=200300*105 [N/m2] )

srl [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

si [N/m

-forfecare

tf [N/m2]

Efortul unitar echivalent este

sech [N/m2]

sa 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:

sc [N/m2] unde: AA - aria sectiunii reduse [m2]

AA==[m]

sc [N/m2]

sa=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

pme=7.789 daN/cm2

d1=mm

Se adopta d1=36 mm

- pentru partea inferioara

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

ll=26.5 mm

d2=mm

Se adopta d2= 40 mm

Calculul mantalei pistonului

Presiunea specifica pe mantaua pistonului psm, 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:

psm= unde Nmax - forta normala care actioneaza intr-un plan perpendicular pe axa boltului

LN - lungimea mantalei [m]

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

psm=

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*pme*D=mm, se adopta 7 mm

- la suprafata din exterior cu

0.174*pme*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

bungere= 4 mm

Se adopta urmatoarele valori pentru jocurile segmentilor din canale:

- jocul dintre segmentul de foc si umarul canalului ja1=0.05 mm

- jocul dintre segmentul de compresie si umarul canalului ja2=0.03 mm

- jocul dintre segmentul de ungere si umarul canalului ja3=0.03 mm

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

- segment 1 - jr=0.8 mm

- segment 2 - jr=0.8 mm

- segment de ungere - jr=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=0.002Dp

B=0.001Dp

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

ty - grosimea peretelui mantalei pentru pozitia y [mm]

to - 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:

Fs'=0.002.0.003 in zona superioara a mantalei

Fl'=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:

Dps= [mm] ,

Dpi= [mm]

unde:

- ac ap coeficientul de dilatare termica al materialului camasii, respectiv a pistonului

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

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

- tps, tpi temperatura pistonului in timpul functionarii, in zona superioara, respectiv inferioara

Dps= mm

Dpi= mm

3.C.1.10 Calcului boltului

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

- diametru exterior de==

se adopta de= 19 mm

- diametrul interior di=

se adopta di= 12.5 mm

- lungimea boltului l=

se adopta l= 60 mm

- lungimea de contact cu piciorul bielei lb=

- se adopta lb= 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 pb, si in umerii pistonului pp.

forta care solicita boltul este:

F= 11808 N

pp= MPa pp admisibil 35 MPa

pb= MPa pb admisibil 50 MPa

Verificarea la incovoiere se face cu:

si unde a si j=0.75 mm

si N/mm2

si< sai= 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 bk

- factorul dimensional e

- coeficientul de calitate al suprafetei boltului calit si lustruit g

- sa

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 ta=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 si cat si in fibra interioara se

f1=

f1=12.905

f2==

f2=12.499

r=

r=7.875

h=

h=1.625

K=

si=K

si

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

f=oo si f o

sif = = N/mm2unde h

sif == N/mm unde h

sef == N/mm unde h

sef ==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

Ddmax==

Ddmax mm

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

Ddmax< 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:

aol coeficient de dilatare al materialului boltului

aAl coeficient de dilatare a materialului pistonului

tb K - temperatura boltului

tp temperatura pistonului

to 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 de=1.6d=

se adopta de=30 mm

grosimea radiala a piciorului bielei hp= =

se adopta hp 4 mm

grosimea radiala a bucsei hb=

se adopta hb 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:

Fi= =N

unde mp masa pistonului, mp 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 Mo si forta normala No au urmatoarele expresii

Mo==



No==

unde rm= , raza medie a piciorului bielei

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

Mi==

Mi

No==

Ni

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

Ab aria sectiunii bucsei

Ap - aria sectiunii piciorului

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

EOL - modul de elasticitate a mat. bielei EOL= 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:

sii N/mm2

sii= -169.974 N/mm2

sie N/mm2

sie= 168.688 N/mm2

Solicitarea la compresiune

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

Fc= N

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

Mc=

Mc=

Mc=4.428*106

Nc=

Nc= -3.406*105

Valoarea tensiunilor in sectiunea de incastrare se calculeaza pentru

fibra interioara

sci

N/mm2

- fibra exterioara:

sce

N/mm2

Solicitarea datorata presarii bucsei

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

Dt [mm] unde:

-di diametrul interior al piciorului bielei [mm]

-aBZ= 18*10-6 coeficientul de dilatare a bucsei

-aOL=10*10-6 coeficientul de dilatare al materialului bielei

- t= 373 423 K temperatura piciorului bielei

- tm =293 K temperatura mediului ambiant

Dt mm

Presiunea datorata strangerii se calculeaza cu:

pf= unde: n=0.3 coeficientul lui Poisson

Boltul este de tipul flotant, deci Dm

pf=N/mm2

Valorile tensiunilor produse de presiunea pf sunt:

in fibra interioara:

si N/mm2

si N/mm2

- in fibra exterioara:

se 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:

smax N/mm2

smin N/mm2

Amplitudinea sa si tensiunea medie sm a ciclului sunt:

sa N/mm2

sm 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,

- bk= 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:

dp unde

I - momentul de inertie al suprafetei sectiunii piciorului bielei

I= unde a

I=

dp 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*de= mm

- H III =1.35*H II=

Se adopta H III = 33 mm

- hint =0.666*H

- B=0.75*H

- grosimea peretelui profilului a= 0.167*H

In sectiunea H II= 24 mm

- hint II=0.666*H=

se adopta hint 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

- hint III= 0.666*H=

se adopta hint 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 Fi, care solicita corpul bielei la intindere cu:

Fi= N

Tensiunea la intindere va fi:

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

si [N/mm2]

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

Fc= N

Fc=N

Tensiunea de compresiune este data de relatia:

sc [N/mm2]

sc N/mm2

Tensiunea de flambaj se calculeaza in doua plane:

- in planul de oscilatie

unde:

- se limita de elasticitate se=518.155 N/mm2

- Ix, Iy momentele de inertie in planul de oscilatie, respectiv in planul de incastrare

Ix= Iy= (l/lt)2 Ix= Iy= 6.75

- l lungimea barei cu capete articulate l=111.4 mm

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

sfo N/mm2

sfo N/mm2

- in planul de incastrare

sff N/mm2

sft N/mm2

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

- in planul de oscilatie

sto N/mm2

- in planul de incastrare

sti = N/mm2

Tensiunea maxima smax sto= 6.874*103 N/mm2

Tensiunea minima smin sc= 71.154 N/mm2

Amplitudinea ciclului sa N/mm2

Tensiunea medie sm 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.

Fi= [N]

Fi= N

Se adopta urmatoarele dimensiuni pentru fusul maneton:

- diametrul fusului maneton dm= 42 mm

- lungimea fusului maneton lm = 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 ls = 58 mm

Dimensiunile cuzinetului

diametrul exterior de= 46 mm

diametrul interior di= 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

- Icp, Icuz momentele de inertie ale capacului si a cuzinetului, Icuz=67070.6

Icp= 958992.6

- Acp, Acuz ariile sectiunilor capacului si a cuzinetului , Acuz=276.46, Asec cuz=2/3*Acuz = 184.30 mm2; Acp=2200, Asec cp= 1466.6 mm2

- Wcp modulul de rezistenta la incovoiere al sectiunii capacului

Wcp= 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:

dc [mm]

dc 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 Fsp 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

Fi1==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:

Fsp= N

In timpul functionarii, asupra surubului de biela actioneaza forta:

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

Fs= 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:

ds= [mm] unde :

cc= 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,

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

ds= mm

Se adopta ds= 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:

smax s'max = ;

smin ; s'min= unde:

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

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

As=39.592 mm2

A's = 36.317 mm2

smax N/mm2

s'max= N/mm2

smin N/mm2

s'min= N/mm2

Coeficientul de siguranta se determina cu relatia:

C= unde:

sa ; sm ,

s-l= 300 700 N/mm2

bk

e

g

sa N/mm2

sm 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

bungere=4 mm

Jocul pe flancurile segmentului Ja =hc-b Ja1= 0.05 mm

Ja2= 0.03 mm

Ja3= 0.03mm

Jocul radial al segmentului Jr = 1/2*(dis-dic)

Jr1= 0.8 mm

Jr2= 0.8 mm

Jr3= 1 mm

Inaltimea canalului de segment hc=b+Ja

diametrul canalului de segment d1c

diametrul interior al segmentului d1s

grosimea radiala a segmentului t

dimensiunea radiala a canalului tc

raza fundului canalului R

jocul piston cilindru Jp

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:

pe(y

pe(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

sa 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

Mmax - 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

Mmax=

Ro=

Mmax= N/m2

W= din formula lui Navier rezulta t= 8.6 mm

se adopta t = 7 mm

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

pe=

pe=N/mm2

Se calculeaza raportul Dl/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:

si max unde: m= 1.57

simax N/mm2

Calculul fantei segmentului

s0= unde:

sc=0.0025*D=

so=

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 dp= 0.7*D=

Se adopta dp= 50 mm

- lungimea fusului palier lp=0.5*dp=

Se adopta lp= 25 mm

- diametrul fusului maneton dm= 0.59*D=

Se adopta dm= 42 mm

- lungimea fusului maneton lm=0.47*dm=

Se adopta lm= 22 mm

- diametrul interior dmi=0.6*dm=

Se adopta dmi= 22 mm

- grosimea bratului h=0.45*dm=

Se adopta h= 21,5 mm

- latimea bratului b= 1.5*46=

Se adopta b= 70 mm

- raza de racordare - 0.08*dm=

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:

pm max= MPa

pp max= MPa unde:

Rm max , Rp 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:

pm= MPa

pp= 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.

Km= unde:

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

x - coeficientul de conectare a vitezei relative

Kp=

Km=

Kp=

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 Mpj egal cu suma momentelor coturilor care preced cotul de calcul, iar la reazemul din dreapta actioneaza momentul Mp(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:

Mpj=

Mp 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:

tpa ; tpm

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 Miz = Bz*a si compresiune produsa de reactiunea Bz

.Tensiunea totala are expresia:

s

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

smax smin

Coeficientul de siguranta la incovoiere se determina cu relatia:

Cs

unde: gs

ys

bks es se adopta.

Bratul arborelui cotit este supus la solicitarea de torsiune data de momentul MT==BT*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

tmax ; tmin

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

Ct

unde se adopta valorile coeficientilor de siguranta

bkt et= 2.0 ; yt gt

Coeficientul global de siguranta pentru brat este calculat cu ecuatia:

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








Politica de confidentialitate

DISTRIBUIE DOCUMENTUL

Comentarii


Vizualizari: 1235
Importanta: rank

Comenteaza documentul:

Te rugam sa te autentifici sau sa iti faci cont pentru a putea comenta

Creaza cont nou

Termeni si conditii de utilizare | Contact
© SCRIGROUP 2020 . All rights reserved

Distribuie URL

Adauga cod HTML in site